Класифікація і конструкції теплообмінників. Напруження в трубах і корпусі кожухотрубчастого апарату жорсткої конструкції і умови його застосування

Поправний множник на діаметр болтів

dб,мм							> 22
Кб	0,4	0,5	0,6	0,7	0,8	0,9	1,0

Крок між осями болтів або шпильок повинен складати (3,5 ¸ 4,0)d_б; за умови щільності з’єднання максимальний крок не повинен перевищувати 5d_б.

Розрахунок фланців на міцність виконують за схемою рис. 19 у наступному порядку.

Висоту фланця визначають за однією з формул:

; (1)

; (2)

; (3),

де Е^t – модуль пружності матеріалу фланця при температурі t, Па*10⁵;

s^t_T – межа текучості матеріалу фланця при цій температурі, Па*10⁵;

Р_б – розрахункове зусилля у болтах, Па*10⁵;

h - поправний коефіцієнт, що визначають за табличними даними;

y_D – припустимий кут кривизни фланця у кільцевому напрямі; для прокладок з паразиту y_D = 4*10^-4; з гуми y_D = 3*10^-3; для металевих прокладок та з’єднань без прокладок y_D = 2*10^-5.

d_б

S

D_B

D_б

D_ПР

в ₀

D_Ф

Рис. 19. Схема фланця

При умовному проході D_У ³ 0,4 м значення h визначають за формулами (1) та (2), причому приймають найбільшу з отриманих величин у якості розрахункової. Формули (2) та (3) застосовують аналогічним чином при D_У < 0,4 м. (Умовний прохід D_У - це діаметр фланця, який можна приєднувати до даної серії труб).

Вибір типу фланцевого з’єднання залежить від умов роботи апарату, тиску, агресивності середовища, умов монтажу та технологічних можливостей виготовлення фланців. В апаратах з високим робочим тиском (до 10 МПа), а також з отруйним середовищем або середовищем, що легко спалахує, застосовують фланці підсиленого типу, у яких на поверхнях для ущільнення роблять виступи та впадини, шипи та пази.

Фланці невеликого діаметру виготовляють звичайно з листової сталі; фланці діаметром більше, ніж 200 мм – з смугового прокату шляхом згинання у гарячому стані.

При установці фланців на корпус або кришку апарату перевіряють їх перпендикулярність до осі апарату по зовнішніх кромках поверхнею, що оброблені. Припустимі відхилення від перпендикулярності наведені у табл. 4.

Кількість болтів у фланці повинно бути кратним 4 для забезпечення рівномірності стиску прокладки. Щільність фланцевого з’єднання погіршується як при дуже слабкому, так і при дуже сильному затягуванні болтів та шпильок. При слабкому затягуванні послаблюється щільність з’єднання, при сильному – прискорюється руйнування прокладки і може відбутися розрив болтів. Під гайки необхідно ставити шайби.

Таблиця 4.

Припустимі відхилення від перпендикулярності.

Діаметр фланця, мм	До 500	500-1500	1500-2000	Більше 2000
Припустиме відхилення, мм		1,5

Тема 7. Конструювання теплообмінних апаратів.

Температурні компенсатори і трубчасті решітки. Конструювання лінзового компенсатора і трубчастих решіток.

Процеси теплообміну відіграють важливу роль у сучасній техніці. Вони використовуються там, де існує потреба нагріву або охолодження середовища для його обробки або утилізації тепла.

Теплообмінником називають апарат для передачі тепла від одних тіл до інших. В теплообмінних апаратах можуть проходити різні теплові процеси: зміни температури, випаровування, кипіння, конденсації, плавлення, затвердіння та більш складні комбіновані процеси.

Теплообмінники класифікують за різними ознаками – за призначенням, за компоновкою, за видом робочого середовища, способом передачі теплоти і т.д. Класифікація за способом передачі теплоти є найбільш поширеною і за нею теплообмінники діляться на:

-поверхневі, у яких теплоносії розділені поверхнею теплообміну різної конфігурації;

-регенеративні, у яких процес передачі теплоти від гарячого теплоносія до холодного здійснюється за допомогою акумуляції тепла насадкою;

-змішувальні, у яких теплообмін здійснюється при безпосередньому стиканні теплоносіїв.

При виборі типу та конструкції теплообмінника враховують наступні фактори:

-призначення апарату та процеси у ньому;

-питому теплопродуктивність апарату, тобто кількість теплоти, що передана в одиницю часу крізь одиницю поверхні теплообміну при заданому тепловому режимі;

-гідравлічний опір;

-хімічну агресивність теплоносіїв до конструкційних матеріалів;

-ступінь забруднення теплоносіїв та характер відкладень;

-термодинамічні параметри – температуру, тиск, об’єми та агрегатний стан теплоносіїв;

-фізико-хімічні властивості;

-температурні напруження при різному тепловому подовженні частин теплообмінника;

-конструктивну досконалість;

-собівартість продукції.

За конструкцією найбільш розповсюдженими є трубчасті теплообмінники і серед них самим старим типом є змійовикові апарати (рис. 20). Вони являють собою посудину, у який розміщена труба, що зігнута в циліндричну або плоску спіраль. Один теплоносій циркулює у посудині, а другий проходить через трубу змійовика. Ці апарати достатньо прості за конструкцією, дешеві і доступні для внутрішнього огляду, однак громіздкі і володіють низьким коефіцієнтом теплопередачі.

Зрошувальні теплообмінники збирають з прямих труб та з’єднувальних калачів у вигляді плоских змійовиків (рис. 21). Холодна вода на зрошення подається з жолобу на верхню трубу, стікає з неї на нижні труби та потрапляє у піддон. У наслідок часткового випаровування води її витрата є нижчою, ніж в інших холодильниках. Недоліком є громіздкість та висока чутливість до коливань витрати води на охолодження. У разі зменшення витрати води нижні труби будуть сухими, а при збільшенні вона буде розбризкуватися та зливатися до піддону поза нижніх труб. Перевагою є простота виконання, доступність огляду і зовнішнього очищення труб, дешевизна, низька витрата води на охолодження.

Теплообмінники “труба в трубі” (рис. 22) використовують при невеликих витратах теплоносіїв та великому їх тиску.

Рис. 20. Змійовиковий теплообмінник

Рис. 21. Зрошувальний теплообмінник

Рис. 22. Теплообмінник “труба в трубі”

Невеликий поперечний переріз внутрішньої труби та кільцевого зазору дозволяє досягти високої швидкості теплоносіїв і коефіцієнтів тепловіддачі. Недоліком їх є громіздкість.

Кожухотрубчасті теплообмінники є найбільш поширеними. Вони складаються з пучків труб, що закріплені у трубних решітках, кожухів, кришок, патрубків, опор і, у залежності від призначення, з інших вузлів. Поверхня теплопередачі апарату може складати від кількох сотень квадратних сантиметрів до кількох тисяч квадратних метрів. Наприклад, конденсатор сучасної парової турбіни потужністю 300 МВт має більш, ніж 20000 труб із загальною площею теплообміну біля 15400 м².

Корпус (кожух) такого теплообмінника являє собою циліндр, що зварений з одного або декількох листів, звичайно сталевих. Товщину стінки корпусу визначає максимальний тиск робочого середовища та діаметр апарату, але за конструктивними міркуваннями її виконують не тонше, ніж 4 мм. До кромок кожуху приварені фланці для з^/єднання з кришками. Трубчатку виготовляють з прямих або зігнутих (U – подібних або W –подібних) труб із зовнішнім діаметром від 12 до 57 мм, звичайно безшовних. Трубні решітки (дошки) призначені для кріплення в них пучка труб за допомогою розвальцювання, зварювання, пайки або сальникових кріплень.

Трубні решітки або приварюють до кожуху (рис. 23 а, в), або закріплюють болтами між фланцями кожуху та кришки (рис. 23 б, г), або з^/єднають болтами тільки з фланцями вільної камери (рис 23 е).

Матеріалом трубних решіток є звичайно листова сталь, товщина якої залежить від розрахункового тиску, але не менш, ніж 20 мм. Кришки можуть бути плоскі, конічні, сферичні або еліптичні. Кожухотрубчасті апарати виконують жорсткої конструкції (рис. 23 а), нежорсткої (рис. 23 г, е) та напівжорсткої (рис. 23 б, в); одно – та багатоходовими, прямо -, проти – і перехрестнопоточними; горизонтальними, вертикальними та нахиленими.

У кожухотрубчастих теплообмінниках прохідний переріз простору між трубами у 2 ¸ 3 рази більший, ніж прохідний переріз усередині труб. Тому за однакових витрат теплоносіїв з однаковим агрегатним станом коефіцієнти тепловіддачі на поверхні простору між трубами є малими, що знижує загальний коефіцієнт теплопередачі в апараті. Установка перегородок у між трубному просторі сприяє збільшенню швидкості теплоносія та підвищенню ефективності теплообміну (рис. 23 б). Застосовують також теплообмінники з труб, на поверхні яких виконані ребра, що суттєво підвищує ефективність теплової роботи апарату.

У паро – рідинних теплообмінниках пара конденсується звичайно у просторі між трубами, а рідина проходить по трубах. Оскільки різниця температур стінок корпусу та труб може досягати значних величин, то для компенсації різниці теплових подовжень корпусу і труб встановлюють лінзові, сальникові або сильфонні компенсатори (рис. 23 в). Напруження в матеріалі, що обумовлені тепловим розширенням, усувають також виготовленням теплообмінників з гнутих U – подібних або W – подібних труб. Недоліком апаратів з гнутими трубами є труднощі виготовлення, складність заміни та незручність очищення поверхні гнутих труб.

а)

б)

в)

г)

д)

е)

Рис. 23. Кожухотрубчасті теплообмінники а) з жорстким кріпленням трубних решіток б) з поперечними перегородками в) з лінзовим компенсатором г) з U – подібними трубами д) з W – подібними трубами е) з плаваючою камерою

Компенсаційні пристрої (мембранні, сильфонні) є складними у виготовленні, а лінзові та сальникові компенсатори є недостатньо надійними у експлуатації.

Найбільш досконалою є конструкція апарату з жорстким кріпленням однієї трубної решітки та вільним пересуванням другої решітки разом з внутрішньою кришкою трубної системи (рис. 23е). Деяке подовження апарату унаслідок збільшення діаметру корпусу та необхідності виготовлення додаткового днища виправдовується простотою та надійністю в експлуатації. Ці апарати отримали назву теплообмінників з плаваючою головкою або камерою.

Розглянемо методику оцінки можливості застосування у процесі теплообмінного апарату жорсткої конструкції, як найбільш простого з розглянутих. В теплообмінниках з жорстким з^/єднанням між корпусом та трубними решітками виникають додаткові напруження у трубах і корпусі унаслідок різного ступеня їх подовження при нагріванні або охолодженні. Ці напруження, що є наслідком різниці температур та властивостей конструкційного матеріалу труб і корпусу, можуть призвести до порушення щільності трубчатки і деформації труб.

Для наближеного визначення напружень, що виникають у трубчатці жорсткої конструкції, приймають наступні припущення:

1.Встановлені труби є прямими і можуть піддаватися лише дії сил розтягу або стиску;

2.Велика жорсткість трубних решіток не дозволяє трубам деформуватися в зоні їх кріплення;

3.Деформація решіток здійснюється лише на периферії, за межами розташування труб.

На рис. 24 наведена схема руху теплоносіїв та елементи кріплення трубної решітки у теплообміннику жорсткої конструкції; на рис. 25 – схема дії сил у трубчатці.

Величина осьової сили у трубчатці, що виникає під дією тиску середовища і спрямована розірвати труби та розсунути трубні решітки складає:

Q^/ = Q₁^/ + Q₂^/ + Q₃^/,

де Q₁^/ - сила від тиску у просторі між трубами, яка спрямована відірвати решітку від труб і корпуса:

Q₁^/ = p(D_B² – nd₃²) P_мт/4;

Q₂^/ - зусилля від тиску під кришкою, що передається на трубну решітку через болти:

Q₂^/ = pD_B² P_т/4;

Q₃^/ - зусилля від тиску над решіткою, що спрямоване притиснути решітку до труб і корпусу:

Q₃^/ = p(D_B² – nd_в²) P_т/4;

D_B – внутрішній діаметр камери нагрівання;

d₃ та d_в – зовнішній та внутрішній діаметр труб;

n – кількість труб;

P_мт та P_т – тиск середовища між трубами та у трубах.

З урахуванням наведених формул для Q₁^/, Q₂^/, Q₃^/ отримуємо:

Q^/ = p(D_B² – nd₃²) P_мт/4 + pnd_в² P_т/4.

Цю силу сприймає корпус і труби, тобто:

Q^/ = Q_к^/ + Q_т^/,

де Q_к^/ - осьова сила, що виникає у корпусі від тиску середовища в апараті і яка спрямована відсунути його від трубної решітки:

Q_к^/ = Q^/ ;

Q_т^/ - осьова сила, що виникає у трубах від тиску середовища в апараті і яка спрямована відірвати їх від трубної решітки:

Q_т^/ = Q^/ ;

F_K, F_T – площа перерізу корпусу і труб:

F_K = p(D₃² – D_B²); F_T = pn(d₃² – d_B²) /4;

D₃ – зовнішній діаметр корпусу;

Е_к, Е_т – модулі пружності матеріалу корпусу і труб.

Осьові напруження, що виникають при цьому у корпусі і трубах, становлять:

s_к^/ = Q_K^//F_K; s_т^/ = Q_т^//F_т.

Температурні напруження утворюють рівні за величиною та протилежні за знаком сили в корпусі Q_K^// і в трубах Q_т^//, які відсувають їх від трубних решіток:

Q_к^// = - Q_т^// = ,

де Dt_K – різниця між робочою температурою корпусу та температурою оточуючого середовища;

де Dt_Т – різниця між робочою температурою труб та температурою оточуючого середовища;

a_К та a_Т – коефіцієнти лінійного розширення матеріалу корпусу і труб.

Напруження в корпусі і трубах унаслідок різниці температур їх стінок становлять:

s_к^// = Q_K^///F_K; s_т^// = Q_т^///F_т.

Тобто, напруження і сили, що виникають в трубах і корпусі, не залежать від їх довжини, а визначаються площею перерізу їх стінок (F_K; F_т), властивостями матеріалів (a_К, a_Т, Е_к, Е_т) і їх температурами (Dt_K, Dt_Т).

Повні сили від сумісної дії тиску та різниці температур складають:

-для корпусу: Q_К = Q_к^/ + Q_К^//;

-для труб Q_Т = Q_Т^/ + Q_т^//.

3 2

Рис. 24. Схема теплообмінника і вузол трубної решітки потоки теплоносіїв 1 – вихідні патрубки теплоносіїв; 2 – кришки; 3 – фланці; 4 – трубні решітки; 5 – корпус теплообмінника; 6 – труби; 7 – вхідні патрубки теплоносіїв

Q₁^/

Q₃^/

Q₂^/

P_T

P_мт

d₃

d_B

D₃

D_B

S_к

Рис. 25. Схема дії сил на трубчатку

Повні осьові напруження складають:

-для корпусу: s_К = s_к^/ + s_К^//;

-для труб s_Т = s_Т^/ + s_т^//.

Якщо сумарні осьові напруження в корпусі і трубах не перевищують припустимих, то конструкція камери нагрівання теплообмінника може бути жорсткою. У протилежному випадку треба встановити пристрій для компенсації або вибрати теплообмінник іншої, більш складної конструкції.

Одним з основних етапів конструювання кожухотрубчастого теплообмінника є визначення товщини його трубної решітки. Для теплообмінників з U – подібними трубами товщина її визначається за формулою:

,

де j - коефіцієнт міцності трубної решітки; для решітки з розбивкою отворів по трикутнику j = 0,935 – 0,65d/t; при розбивці отворів по квадрату j = 0,975 – 0,68d/t;

d – діаметр отворів під труби;

t – крок розбивки отворів;

[s]_ЗГ – припустиме напруження матеріалу решітки на згинання.

Товщина нерухомої трубної решітки теплообмінника з плаваючою головкою визначається за формулами:

- при тиску середовища з боку простору між трубами

;

- при тиску з боку трубного простору

,

де Р₀ та Р_С – припустимі розподілені по площі решітки протитиски від розтягнутих (Р₀) та стиснутих (Р_С) труб:

;;

Р^*₀ та Р^*_С - граничні зусилля для труб, які визначають як найменші зі формул:

s_Tf_T

Р^*₀ = Р^*_С = min Ad₃

s_T – межа текучості матеріалу труб;

f_T – площа поперечного перерізу труби;

А – емпіричний коефіцієнт; для розвальцьованих труб А = 125 Н/мм; для приварених труб А = 230 Н/мм.

Товщину рухомої трубної решітки, що з’єднана з днищем плаваючої головки болтами, визначають за формулами:

- при тиску з боку простору між трубами

;

- при тиску з боку трубного простору

,

де D_П – діаметр прокладки рухомої решітки;

Р_б – сумарне припустиме зусилля у болтах:

Р_б = [s]_бF_бZ;

[s]_б – припустиме напруження у болтах плаваючої головки;

F_б – площа перерізу болта по нарізці;

Z – кількість болтів.

Товщину решітки теплообмінника жорсткої конструкції визначають за формулою:

,

де;;;;;

Q_К – повне осьове зусилля від дії тиску та температурних напружень;

D_б – діаметр кола болтів;

D – середній діаметр прокладки;

D₀ – діаметр кола крайнього ряду труб;

Р_б – зусилля затягування болта.

Значення h, що отримане за цією формулою, треба перевірити розрахунком на згинання ромбічної ділянки (рис. 26) за виразом:

,

де Р_max – максимальний тиск на трубну решітку;

l – приведена довжина ділянки, що згинається:

.

Для надійного закріплення труб у трубній решітці розвальцовкою величина h повинна бути не менш, ніж (d_з/8 + 5) мм для стальної решітки і (d_з/8 + 10) мм для мідної решітки.

Засобом зменшення температурних напружень в теплообміннику жорсткої конструкції є встановлення лінзового компенсатору. Осьова деформація однієї хвилі компенсатора складає:

,

де b - співвідношення внутрішнього d та зовнішнього D діаметрів лінзи;

Р_К – зусилля від осьового розтягу компенсатора на D l;

S – товщина стінки компенсатора;

a₁ – коефіцієнт, який вибирають у залежності від b (табл. 5).

a

t

d₃

Рис. 26. Елемент трубної решітки

Таблиця 5.

Залежність a₁ від b

b	0,5	0,55	0,6	0,65	0,7	0,75	0,8
a1	6,03	3,96	2,5	1,6	0,99	0,58	0,31

Якщо труби нагріті більше, ніж корпус на Dt, ⁰С, то вони будуть стиснуті на величину:

,

де Р_Т – зусилля стиску труб;

L, E_T, F_T – довжина, модуль пружності матеріалу та площа перерізу труб.

Корпус при цьому буде розтягнутий на величину:

.

Оскільки Р_Т = Р_К; d_К = d - d_Т; d = aDtL, то отримуємо:

.

Для кожухотрубчастих теплообмінників при D > 0,5 м; S £ 0,01 м; b £ 0,7 маємо:

.

Напруження у компенсаторі при його розтягу:

.

Товщину компенсатора за умови міцності при внутрішньому тиску Р вибирають найбільшим з отриманих значень за наступними формулами:

;

.

Припустиме напруження на згинання та розтяг зв’язані співвідношенням;

[s]_ЗГ £ 1,05[s]_P

Тема 8. Конструювання колонної апаратури.

Дата добавления: 2014-01-15