5.2.2. Общая длина трубок, м

(5.3)

5.2.3. Выбрав длину секции l, м, или число секций z, шт., определяют соответственно:

Рис. 5.2. Принципиальная схема кожухотрубчатого ТА

число секций

(5.4)

или длину секции

(5.5)

5.2.4. Для определения внутреннего диаметра внешней трубы (кожуха) D м, выбирают способ размещения труб в пучке (рис. 5.3), величину шага S (расстояние между осями соседних труб) и кольцевого зазора k между крайними трубками и корпусом.

Нормальным расположением считается размещение центров трубок по вершинам равносторонних треугольников (рис. 5.3, а) - ромбическое размещение. Размещение трубок может быть выполнено и по концентрическим окружностям (рис. 5.3, б), отстоящим одна от другой на величину шага между трубками. Следует иметь в виду, что при большом количестве трубок ромбическое размещение даёт возможность уменьшить размеры трубной доски.

Шаг трубок S обычно принимают (1,3...1,5)d_нар, но не менее, чем d_нар+0,006м. Кольцевой зазор k принимается конструктивно равным 0,006м и более.

Рис. 5.3. Схемы размещения труб на трубной доске:

а - по вершинам равносторонних треугольников (ромбическое размещение);

б - по концетрическим окружностям

Внутренний диаметр корпуса ТА, м

D=D'+ d_нар+2k (5.6)

где D'-диаметр окружности, на которой размещается крайний ряд трубок, м.

Диаметр D', выраженный через шаг S, определяется по данным табл.5.1 в зависимости от количества трубок.

Таблица 5.1.

Данные для определения диаметра D' кожухотрубчатого теплообменника

D'/S	Общее количество труб
	при ромбическом размещении п1	при размещении по концентрическим окружностям п2
2	7	7
4	19	19
6	37	37
8	61	62
10	91	93
12	127	130
14	187	173
16	241	223
18	301	279
20	367	341
22	439	410
24	517	485
26	613	566
28	721	653
30	823	747
32	931	847
34	1045	953
36	1165	1066
38	1306	1185
40	1459	1310

5.3. Воздухоподогреватель парового котла (рис 5.4)

5.3.1. Общее число труб в воздухоподогревателе, шт.

, шт (5.7)

где G₁ - массовый расход теплоносителя (дымовых газов), кг/с; d_вн - внутренний диаметр труб, м; ω₁- скорость движения теплоносителя в трубах, м/с; ρ₁,- плотность дымовых газов, кг/м³.

5.3.2. Высота труб в одном ходе ТА, м

(5.8)

где F- поверхность теплообмена, м²; Z -число ходов в аппарате, шт.

5.3.3. Площадь живого сечения для прохода воздуха, м²

(5.9)

где G₂- массовый расход нагреваемого воздуха, кг/с; ω₂- скорость движения воздуха, м/с; ρ₂- плотность воздуха, кг/м³.

Рис. 5.4. Принципиальная схема воздухоподогревателя

5.3.4. Число труб, расположенных поперёк потока, шт.

(5.10)

где S₁ - поперечный шаг труб, м; d_нар - наружный диаметр труб, м.

5.3.5.Число рядов труб, расположенных вдоль потока, шт.

(5.11)

5.4. Водяной экономайзер парового котла (рис. 5.5)

5.4.1. Число параллельно включенных змеевиков в водяном экономайзере, шт.

, шт (5.12)

Рис. 5.5. Принципиальная схема экономайзера

где G₂,- массовый расход питательной воды, кг/с; d_вн - внутренний диаметр труб, м; ω₂ - скорость движения воды в трубах, м/с; ρ₂- плотность воды, кг/м³.

5.4.2. Длина отдельной секции (змеевика), м

(5.13)

где F - поверхность теплообмена, м²; d_нар - наружный диаметр труб, м.

5.4.3. Площадь живого сечения для прохода дымовых газов, м²

(5.14)

где G₁ - массовый расход дымовых газов, кг/с; ω₁- скорость движения газов, м/с; ρ₁ - плотность теплоносителя, кг/м³.

5.4.4. Ширина сечения газохода экономайзера, м

a=(n-1)S₁+d_нар (5.15)

где S₁ - поперечный шаг труб, м.

5.4.5. Длина сечения газохода экономайзера, м

(5.16)

5.4.6. Количество рядов труб по высоте экономайзера, шт. /,

(5.17)

5.4.7. Высота экономайзера, м

h=(n₁-1)S₂+d_нар (5.18)

где S₁,- продольный шаг труб, м.

5.5. Паронарегреватель парового котла (рис. 5.6)

5.5.1. Число змеевиков (труб) в паронагревателе, шт.

, (5.19)

Рис. 5.6. Принципиальная схема змеевиков паронагревателя

где G₂- массовый расход пара кг/с- d_вн внутренний диаметр труб, м; ω₂ скорость движения пара в трубах, ρ₂ плотность пара, кг/м³.

5.5.2. Длина каждого змеевика, м

(5.20)

где F - поверхность теплообмена, м²; d_нар - наружный диаметр труб, м.

Остальные размеры пароперегревателя определяются аналогично эконономайзеру по формулам (5.14)...(5.18).

6. ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИЙ И РАСЧЕТ ТЕПЛООБМЕННЫХ

АППАРАТОВ

Целью расчёта является определение перепада давления теплоносителя ρ=ρ₁-ρ₂ на участке между входом и выходом из ТА.

Полный перепад давления, необходимый для движения теплоносителя через теплообменник, Па

ΔP=ΣΔP_тр+ΣΔP_м+ΣΔP_ус+ΣΔP_с (6.1)

где ΔP_т - сопротивление трения, Па; ΔP_м - местное сопротивление. Па; ΔP_ус, - сопротивление ускорения потока, Па; ΔP_с - сопротивление самотяги, Па.

Потери давления на преодоление сил трения при течении несжимаемой жидкости в каналах при безотрывном течении. Па

(6.2)

где ξ- коэффициент сопротивления трения; l- длина канала, м; d₂ - эквивалентный (гидравлический) диаметр, м; ρ- плотность жидкости, кг/м³; ω - средняя скорость движения жидкости, м/с.

Коэффициент сопротивления трения определяется следующим образом:

при ламинарном стабилизированном режиме течения в изотермических условиях для гладких прямых каналов

(6.3)

где

A₀=64 – для трубы;

А₀=57 - для канала квадратного сечения;

А₀= 96 - для канала кольцевого сечения;

при ламинарном неизотермическом течении потока

; (6.4)

при турбулентном изотермическом течении

ξ=(1,82lgRe-1.64)^-2 (6.5)

при турбулентном неизотермическом течении

(6.6)

при турбулентном течении с учетом шероховатости стенок трубы

(6.7)

где d_вн- внутренний диаметр трубы, мм; Δ- эквивалентная абсолютная шероховатость стенок труб, мм (для бесшовных стальных новых труб Δ - 0,04 мм для сварных стальных новых труб Δ=0,05 мм; для умеренно заржавевших труб Δ=0,5 мм; для старых заржавевших труб Δ=1 мм; для чугунных труб, бывших в употреблении, Δ=2 мм; для очень старых труб Δ≤3 мм).

Местные гидравлические сопротивления определяются по формуле, Па

(6.8)

где ξ -коэффициент местного сопротивления, значения которого находят по справочникам или формулам

при повороте потока в колене на угол α

(6.9)

при внезапном расширении потока

(6.10)

где Р_1ГР₂- площади сечений канала до и после расширения, м²; при внезапном сужении потока принимается по табл. 6.1.

Таблица 6.

Коэффициент местного сопротивления ξ при внезапном сужении потока

	0,01	0.1	0,2	0,3	0,4	0,5	0,6	0,7	0,8	0,9	1
ξ	0,5	0,47	0,42	0,38	0,34	0,3	0,25	0,2	0,15	0,06	0

для шахматных пучков при

ξ=(4+6,6m)Re^-0,28 (6.11)

для шахматных пучков при

ξ=(5,4+3,4m)Re^-0,28 (6.12)

для коридорных пучков

(6.13)

где m - число рядов в пучке в направлении движения теплоносителя.

В формулах (6.11)...(6.13) скорость отнесена к узкому сечению пучка, а физические свойства - к средней температуре потока. Эти формулы справедливы при угле атаки ψ=90^°. С уменьшением угла атаки сопротивление убывает, Па

ΔP_ψ=ΔP_ψ-90°-ε_ΔP (6.14)

где ε_ΔP - поправочный коэффициент, значения которого приведены в табл. 6.2.

Таблица 6.2

Поправочный коэффициент ε_ΔP для трубных пучков

Ψ, град	90	80	70	60	50	40	30	10
εΔP	1	1	0,95	0,83	0,69	0,53	0,38	0,15

Сопротивление ускорения потока обусловлено ускорением потока вслед­ствие изменения объёма теплоносителя при неизотермическом движении газа и постоянном сечении канала, Па

(6.15)

где ω₁,ρ₁,ω₂, ρ₂- скорость, м/с, и плотность газа, кг/м³, соответственно во входном и выходном сечениях потока.

В случае нагревания газа ΔР_ус>0 в случае охлаждения ΔР_ус<0. Для капельных жидкостей, ΔР_ус мало по сравнению с общим сопротивлением и его можно не учитывать.

Сопротивление самотяги, возникающее при сообщении ТА с окружающей средой. Па

ΔР_с=±g(ρ₀-ρ)h (6.16)

где h- расстояние по вертикали между входом и выходом теплоносителя, м; ρ₀, ρ - средние плотности окружающей среды и теплоносителя, кг/м³.

Знак "+" в формуле (6.16) принимают при движении теплоносителя сверху вниз, "-" при движении снизу вверх. Если теплообменник изолирован от окружающей среды ΔР_с=0.

Зная полное гидравлическое сопротивление ΔР согласно (6.1), определяется мощность, необходимая для перемещения жидкости через теплообменник, Вт

(6.17)

где V, G - соответственно объёмный, м³/с, и массовый, кг/с, расход жидко­сти; ρ- плотность жидкости, кг/м³; η - к. п. д. насоса или вентилятора, η=0,4... 0,6.