Расчет теплообменных аппаратов — учебное пособие (КГЭУ, 2006)

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ
РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
КАЗАНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ
ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Утверждено
Учебным управлением КГЭУ
в качестве учебного пособия
для студентов
А.М.Конахин, И.А.Конахина
РАСЧЕТ ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ
Учебное пособие
по курсу
«Тепломассообменное оборудование предприятий»
Казань
2006
УДК 621.1.016
ББК 31.39
К 64
Конахин А.М., Конахина И.А. Расчет теплообменных аппаратов:
Учеб. пособие.  Казань: Казан. энерг. гос. ун-т, 2006.  С.
Изложены основы
теплового и гидравлического расчетов
рекуперативных теплообменных аппаратов с различными поверхностями
нагрева. Приведены необходимые расчетные зависимости и рассмотрен
порядок теплового расчета аппаратов с выбором стандартных
теплообменников.
Даны примеры расчета теплообменных аппаратов различного
назначения.
В приложениях приведены необходимые справочные сведения для
выбора и расчета аппаратов.
Учебное пособие предназначено для студентов теплоэнергетических
специальностей дневной, вечерней и заочной форм обучения (специальности
100600, 100700, 100800, и др.).
Рецензенты:
д-р техн. наук, проф. КГТУ Ф.М.Гумеров
д-р техн. наук, проф. КГЭУ В.А.Белавин
Рекомендовано секцией РИС Института теплоэнергетики КГЭУ.
Председатель секции Ф.Г.Халитов
© Казанский государственный энергетический университет, 2006
Оглавление
Введение …………………………………………………………………………..5
1. Расчет теплофизических параметров……..…………………………………..6
2. Общая схема расчета теплообменных аппаратов…………………………...14
2.1. Тепловой расчет теплообменников…………………………………….14
2.2. Гидравлический расчет теплообменных аппаратов [6]……………….35
3. Примеры расчета теплообменников…………………………………………43
3.1. Расчет кожухотрубчатого холодильника………………………………43
3.2. Расчет пластинчатого холодильника…………………………………...51
3.3. Расчет пластинчатого подогревателя (конденсатора)………………...55
3.4. Расчет кожухотрубчатого конденсатора……………………………….59
3.5. Расчет кожухотрубчатого испарителя………………………………….63
3.6. Расчет фреонового конденсатора холодильной машины……………..67
3.7. Тепловой расчет испарителя холодильной машины…………………..74
4. Расчетное задание………………………………………………………….80
Литература……………………………………………………………………….83
Приложение……………………………………………………………………...84
ВВЕДЕНИЕ
В химической, нефтехимической, пищевой и других отраслях
промышленности, а также и в теплоэнергетике широко используются
теплообменные аппараты различных конструкций. Умение проводить
тепловые расчеты и правильно выбирать теплообменные аппараты для
конкретного технологического процесса имеет большое значение, поэтому
целью настоящего пособия является изложение методов теплового и
гидравлического
расчета
теплообменных
аппаратов
различного
назначения, а также методов определения теплофизических параметров
газовых и жидких сред.
Для облегчения решения задач по расчету и выбору
теплообменников в пособии дан ряд характерных примеров расчета и
подбора теплообменных аппаратов.
В приложении пособия приведены конструктивные характеристики и
геометрические размеры различных нормализованных теплообменников,
выпускаемых отечественной промышленностью.
Данное пособие предназначено для приобретения студентами
навыков инженерного расчета теплообменной аппаратуры и оказания им
помощи при изучении курса «Тепломассообменное оборудования
предприятий».
4
1. РАСЧЕТ ТЕПЛОФИЗИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ
При тепловом и гидравлическом расчётах теплообменных аппаратов
необходимо определять различные теплофизические параметры жидких и
газовых сред, особенно когда расчёт ведётся методом последовательного
приближения. Ниже приводятся формулы и зависимости для расчёта
некоторых параметров сред.
Определение
коэффициентов
динамической
вязкости.
Для
многих жидкостей коэффициент динамической вязкости µж, Па∙с, в
зависимости от температуры может быть определён по уравнению [2]
ln( ж )  a  b / T ,
(1.1)
где а и b - индивидуальные константы жидкости; T - температура, К.
Для воды на линии насыщения µж находится по уравнению [2]


 
1
 ж  24,0  10 247,8 Т 140  6 .
(1.2)
Для паров и газов изменение коэффициента динамической вязкости
выражается формулой [1]
1,5
273  С  Т 
г  0


Т  С  273 
,
(1.3)
где  0 - коэффициент динамической вязкости при температуре t = 0 С;
C – постоянная Сатерленда.
Расчёт
удельной
теплоемкости.
Для
жидкостей
удельная
теплоёмкость сж, кДж/(кг∙К), определяется по уравнению [2]
cж  А  ВТ  CT 2  DT 3 ,
5
(1.4)
где A, B, C, D - эмпирические константы.
Для паров и газов при атмосферном давлении удельная теплоемкость
сг, кДж/(кг∙К), находится по формуле
сг  А  ВТ ,
(1.5)
где A, B - эмпирические константы.
Определение коэффициента теплопроводности. Для паров и газов
при высоких давлениях коэффициент теплопроводности г, Вт/(м∙К),
определяется по формуле [1]
г 
В г сг
,
k
(1.6)
где k - показатель адиабаты;  г  коэффициент динамической вязкости
газа, Пас; B – константа.
В  0,25  9k  5.
Значения коэффициента B для газов:
 одноатомных – В  2,5 ,
 двухатомных – В  1,9 ,
 трёхатомных – В  1,72 .
Зависимость
коэффициента
теплопроводности
жидкости
ж ,
Вт/(мК), от температуры t, C, может быть выражена уравнением [1]
 ж   30  1    t  30 ,
(1.7)
где  30 - коэффициент теплопроводности жидкости при температуре
t  30 C, Вт/(мК);   температурный коэффициент.
6
Коэффициент теплопроводности воды ж, Вт/(м∙К), находящейся в
состоянии насыщения, для интервала температур от 0 до 350 С при
давлении до 50 МПа рассчитывается по уравнению [3]
2
3
4
Т 
Т 
Т 
Т
 в  а0  а1
 а2    а3    а4   ,
Т0
 Т0 
 Т0 
 Т0 
(1.8)
где Т 0 = 273 К; а0 , а1 , а2 , а3 , а4 - константы.
Значения констант:
а0 = 922,47; а1 = 2839,5; а2 = -1800; а3 = 525,77; а4 = -73,440.
Расчет плотности. На основании уравнения Клапейрона, плотность
любого газа г, кг/м3, при температуре T и давлении P может быть
рассчитана по формуле
г 
М 273Р
,
22,4 ТР0
(1.9)
где М  мольная масса газа, кг/моль; Р0  нормальное давление, Па.
Плотность смеси газов
 см  у11  у 2 2  ... ,
(1.10)
где у1 , у 2 , …  объемные доли компонентов газовой смеси.
Плотность водяного пара п, кг/м3, в состоянии насыщения
определяется по уравнению [3]
п 
где v - удельный объем пара, м3/кг.
7
1
,
v
n
RTн 3
 T

 T

v 
K n  н  0,27315  K 4  н  0,27315

1000Pн n0  1000

 1000

30
, (1.11)
где K 0 , K1 , K 2 , K 3 , K 4  константы, приведенные в табл. 1.1.
Таблица 1.1. Значения констант уравнения (1.11)
N
0
1
2
3
4
Kn
0,9997
-0,029
-0,2
-10
 4,4  1012
Последний член уравнения (1.11) можно опустить при температуре
насыщения Tн < 573 К и давлении насыщения Рн < 8,6 МПа.
Плотность жидкости ж, кг/м3, при нормальной температуре кипения
определяется по уравнению


 
 ж   кр 1,981  0,422  lg 9,81Pкр  5 ,
(1.12)
где Ркр  критическое давление, МПа;  кр  плотность жидкости при
критическом давлении, кг/м3.
Если известна плотность жидкости  ж1 при температуре Т1 , то её
можно экстраполировать на другие температуры согласно выражению [2]
 ж 2  п2 Т кр  Т 2

,
 ж1  п1 Т кр  Т1
(1.13)
где  ж 2  искомая плотность жидкости при температуре Т 2 ; Т кр 
критическая температура, К.
Плотность кипящей воды определяется по уравнению [3]
8
в 
1
,
v
где v - удельный объем воды при температуре насыщения, м3/кг.
n
6
 T 
v   d n   н  ,
 1000 
n 0
(1.14)
где d 0 , d1 , d 2 , d 3 , ... , d 6  константы, приведенные в табл. 1.2.
Таблица 1.2. Значения констант уравнения (1.14)
n
0
1
2
3
4
5
6
dn
2,7110-3
-2,5110-2
0,16
-0,56
1,16
-1,3
0,61
Определение давления насыщения. Давление насыщения паров Рн,
Па, может быть определено по уравнению [2]
lnPн  
an
b
c
 n lnTн   n Tн  d n ,
RTн R
R
(1.15)
где an , bn , cn , d n  константы; R  универсальная газовая постоянная;
R  8314,41 Дж/(кмоль∙К).
Для водяного пара Рн, Па, определяется по уравнению [3]
n
1
 T 
lnPн    an  н   a2 lnTн  ,
1000 
n1 
или
9
(1.16)
Тн

5
1000
1
,
 bn lnPн 
n 0
где an , bn  константы, приведенные в табл. 1.3
Таблица 1.3. Значения констант уравнения (1.16)
N
an
bn
1
0
7,821541
82,86568

2,20732
1
1,028003
2,11718710-1
2
11,48776
2,166660510-3
3

1,61969210-4
4

4,899810-5
5

3,69172510-6
Расчёт энтальпий воды и водяного пара. Энтальпии воды h и
водяного пара в состоянии насыщения h , Дж/кг, определяются по
уравнениям, [3]
n
5
 T 
h   bn  н  ,
1000 
n 0 
(1.17)
n
5
 T 
h   с n  н  ,
1000 
n 0 
где bn , cn  константы уравнения, приведённые в табл. 1.4.
Удельная теплота конденсации паров rп , Дж/кг, определяется по
уравнению, [2]
10
Таблица 1.4. Значения констант уравнения (1.17)
n
bn
cn
0
6,01028103
-3,154103
1
-4,7493104
2,913765104
2
2,38842105
-1,224973105
3
-5,70405105
2,984568105
4
6,77287105
-3,732168105
5
-3,264862105
1,785296105
rп  an  bnTн  cnTн2 ,
(1.18)
где an , bn , cn  эмпирические константы.
Определение коэффициента поверхностного натяжения. Для
воды коэффициент поверхностного натяжения , Н/м, в диапазоне
температур от 0 до 360 С определяется по соотношению [3]
9
   qn  Tc1  T n ,
(1.19)
n 1
где Tc1 = 647,3 К; qn - константы уравнения, приведенные в табл. 1.5.
Определение теплофизических свойств воздуха. Для тепловых
расчетов могут быть использованы следующие аналитические зависимости
в диапазоне температур t  10150 С при давлении Р  98  980 кПа:
 плотность воздуха, кг/м3,

3,4839P
;
t  273
11
Таблица 1.5. Значение констант уравнения (1.19)
n
qn
1
8,510-2
2
4,19310-3
3
-8,16410-5
4
1,01110-6
5
7,62310-9
6
3,46610-11
7
9,27810-14
8
1,34510-16
9
-8,14610-20
 удельная теплоемкость, кДж/(кг∙К),
c p  1,0005  1,1904  10  4  t ;
 коэффициент теплопроводности, Вт/(м2∙К),
  0,37  t  2730,748  10  3 ;
 коэффициент динамической вязкости, Па∙с,
  0,544  t  2730,62  10  6 ;
 коэффициент кинематической вязкости, м2/с,
P
  13,7  0,101t  0  10 6 при t  0  140 С;
P
12
P
  6,7  0,1455t  0  10 6 при t  140  400 С,
P
где Р - рабочее давление, кПа; Р0  98,07 кПа.
13
2. ОБЩАЯ СХЕМА РАСЧЁТА ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ
2.1. Тепловой расчёт теплообменников
Независимо от конфигурации поверхности теплообмена методы
расчёта теплообменников достаточно универсальны. Они могут быть
представлены в виде общей блок – схемы расчёта (рис. 2.1).
Расчет тепловой нагрузки
Расчет теплового баланса
Определение температурного режима и t
Выбор типа и нормализованного варианта конструкции.
Определение параметров конструкции:
Fнорм , n, d , H , D, z и др.
Fрасч << Fнорм
Fрасч > Fнорм или
Приближенная оценка  ор , K op , Fop
Уточненный расчет  i , K , Fрасч
Сопоставление Fрасч c Fнорм
Гидравлический расчет
Технико-экономический расчет
Выбор оптимального варианта
Рис. 2.1. Схема расчета теплообменников
14
Методы расчета конкретных теплообменников отличаются только
видом
расчётных
уравнений
коэффициентов
теплоотдачи
и
гидравлического сопротивления при движении теплоносителей в
зависимости
от
конструктивных
особенностей
аппаратов
и
технологических условий теплообмена.
В современном производстве широко применяются теплообменные
аппараты различной конструкции. В зависимости от технологической цели
их называют холодильниками, конденсаторами и испарителями. Наиболее
широкое применение получили трубчатые теплообменники, надёжно
работающие при больших перепадах давлений (более 1 МПа) и высоких
температурах (до 700 К). Для меньших перепадов давлений лучше
применять более компактные теплообменники – пластинчатые.
При выполнении курсовых и дипломных проектов студенты
выбирают на базе теплового расчёта нормализованные теплообменники.
Расчёт теплообменника включает в себя определение требуемой
поверхности теплообмена, выбор типа аппарата и нормализованного
варианта конструкции, удовлетворяющего заданным технологическим
условиям.
Расчёт теплообменных аппаратов состоит из двух этапов. Первый
этап заключается в нахождении приближенной оценки необходимой
поверхности теплообмена, м2,
Q
,
K op  t
Fop 
где
(2.1)
K ор - ориентировочное значение коэффициента теплопередачи,
Вт/(м2К),
приведённое
в
табл.
2.1;
Q

тепловая
нагрузка,
теплообменника,
определяемая
в
зависимости
от
заданных
технологических условий по одному из следующих уравнений теплового
баланса [5], Вт:
 если агрегатное состояние теплоносителей не меняется,




Q  G1c1 t1"  t1' п  G2 c2 t 2"  t 2' ;
15
(2.2)
Таблица 2.1. Ориентировочные значения коэффициентов теплопередачи,
Вт/(м2К) [6]
№,
п/п
Вид теплообмена
Вынужденное
движение
Свободное
движение
1
От газа к газу
10  40
4  12
2
От газа к жидкости
10  60
6 – 20
3
4
5
6
7
8
От конденсирующего пара к
газу
От жидкости к жидкости:
для воды
10  60
6 – 12
800  1700
140 – 340
для углеводородов, масел
120  270
30 – 60
800  3500
300 – 1200
120  340
60 – 170
300  800
230 – 460

300  2500
От конденсирующего водяного
пара к воде
От конденсирующегося
водяного пара к органическим
жидкостям
От конденсирующихся паров
органических жидкостей к воде
От конденсирующегося
водяного пара к кипящей
жидкости
 если один из теплоносителей изменяет агрегатное состояние
(например, конденсация паров в пароводяном теплообменнике),




Q  D1 h1"  h1' п  G2 c2 t 2"  t 2' ;
(2.3)
 если оба теплоносителя изменяют агрегатное состояние (например, в
испарительно-конденсаторном теплообменном аппарате),




Q  D1 h1"  h1' п  D2 h2"  h2' ;
16
(2.4)
 если происходит охлаждение парогазовых смесей,


Q  Lh1  h2   Gк cк tк п  G2 c2 t 2"  t 2' ,
(2.5)
где G1 , G2 - массовые расходы теплоносителей, кг/с ; D1 , D2  массовые
расходы греющего и вторичного пара, образующегося при кипении
жидкости, кг/с; с1 , с2 , ск  удельные теплоемкости теплоносителей и
конденсата, Дж/(кгК); t1' , t1" и t 2' , t 2" - соответственно температура
греющего и нагреваемого теплоносителей на входе и выходе из аппарата,
C; h1" , h1'  соответственно энтальпия пара на входе в теплообменник и
конденсата на выходе из него, Дж/кг; h2" , h2'  энтальпия пара на выходе из
теплообменника и питательной жидкости, поступающей в испаритель,
Дж/кг; п - коэффициент, учитывающий потери теплоты в окружающую
среду, п = 0,96  0,98; Gк , tк  количество конденсата на выходе из
аппарата, кг/с , и его температура, С ; L  массовый расход
неконденсирующейся составляющей парогазовой смеси, кг/с;
h1 , h2  энтальпии парогазовой смеси на входе и выходе из аппарата,
Дж/кг, определяемые из выражения:
hi  cг ti  hni X ni ,
(2.6)
где сг , ti - удельная теплоемкость неконденсирующихся газов, Дж/(кгК),
и их температура,С; hni  энтальпия паров, содержащихся в смеси,
Дж/кг; X ni  массовая доля пара в смеси, кг/кг,
G
Xn  n ;
L
Gn  масса пара в парогазовой смеси, кг/с.
Средний температурный напор t , С, при прямотоке и противотоке
рассчитывают по уравнениям
17
t 
tб  tм
 t 
ln б 
 tм 
tб
 1,8 ;
tм
при
(2.7)
t 
tб  tм
2
tб
 1,8 ,
tм
при
где tб и tм – большая и меньшая разность температур на концах
теплообменника.
При более сложных схемах течения теплоносителей, не меняющих
агрегатное состояние,
t  tпр   t ,
(2.8)
где t пр - температурный напор, рассчитанный для противотока по (2.7);
 t  поправка, учитывающая влияние схемы течения сред, может быть
определена с помощью графиков (рис. 2.2 – аг) в зависимости от
значения параметров P и R:
Р
t 2"  t 2'
t1"  t 2'
;
R
t1'  t1"
t 2"  t 2'
.
(2.9)
При изменении агрегатного состояния хотя бы одного теплоносителя
t рассчитывается по уравнениям (2.7), так как разница между схемами
течения сред теряется.
Далее из уравнения теплового баланса (2.2) – (2.5) находятся
величины, не приведённые в задании ( G1 или G2 ; D1 или D2 ; t 2" или t1" ).
После определения Fop выбирается нормализованный теплообменник
с поверхностью, близкой к ориентировочной (могут выбираться несколько
конкурентоспособных вариантов).
18
Рис. 2.2. Зависимости  t  f P, R  для некоторых схем движения
теплоносителей
По выбранному конкретному варианту теплообменного аппарата
определяются по ГОСТу необходимые для расчёта геометрические
параметры аппарата (табл. П1 – П5, П8 – П18).
На втором этапе расчета, проводится уточнённый тепловой расчёт
теплообменного аппарата с целью сопоставления расчётной поверхности
19
теплообмена с нормализованной и заключения о пригодности выбранного
варианта для данной технологической задачи.
Независимо от типа выбранного теплообменного аппарата
необходимо определить коэффициент теплопередачи K, Вт/(м2∙К), который
рассчитывается в зависимости от типа поверхности теплообмена.
Для тонких неоребренных труб
1
1  ст
1
.


 rз1  rз2 
K 1  ст
2
(2.10)
Для труб, оребренных с одной стороны,
1
1  ст
1


 rз1  rз2 
,
K 1  ст
 2   р  р
(2.11)
где 1 ,  2  коэффициенты теплоотдачи, Вт/(м2К);  ст - толщина стенки
трубы, м;  ст - коэффициент теплопроводности материала трубы,
Вт/(мК); rз1 , rз2  термические сопротивления отложений с одной и
другой стороны поверхности теплообмена (см. табл. 2.2.), (м2К)/Вт; p 
коэффициент эффективности рёбер, находится по номограммам [4];  p 
коэффициент оребрения теплообменника (табл. 2.2).
Коэффициенты теплоотдачи в выражениях (2.10) и (2.11)
рассчитываются в зависимости от вида теплообмена и конструктивных
особенностей поверхностей теплообмена.
2.1.1. Определение коэффициента теплоотдачи для сред,
не меняющих агрегатное состояние
При течении по трубам сред, не меняющих агрегатное состояние,
коэффициент теплоотдачи , Вт/(м2∙К), определяется следующими
уравнениями.
20
Таблица 2.2. Тепловая проводимость загрязнений стенок [6]
№
п/п
1
2
3
4
5
6
1/ r , Вт/(м2∙К)
Среда
Вода:
загрязнённая
среднего качества
хорошего качества
дистиллированная
Воздух
Нефтепродукты, масла, пары хладонов
Органические жидкости, рассолы, жидкие
хладоны
Водяной пар
Пары органических жидкостей
1. Для развитого
0,6  Pr  2500 [1]
турбулентного
1400-1860
1860-5800
2900-5800
11600
2800
2900
5800
5800
11600
течения
при
 Pr 
  dэ

Nu 
 0,021Re0,8  Pr 0,4  

 Prст 
где Nu – число Нуссельта; Re - число Рейнольдса,
число Прандтля,
Re  10000
и
0,25
 l ,
(2.12)
Re  w  d э /  ; Pr 
Pr   / a ; Prст  число Прандтля, рассчитанное при
температуре стенки; w  скорость теплоносителя, м/с;   коэффициент
кинематической вязкости среды теплоносителя, м2/с; а и  - коэффициенты
температуропроводности,
м2/с,
и
теплопроводности,
Вт/(мК).
теплоносителя; d э - эквивалентный диаметр канала, м. При течении по
трубам d э равен внутреннему диаметру трубы. В общем случае:
dэ 
4f
,
П
где f  площадь поперечного сечения потока, м2; П - полный смоченный
периметр поперечного сечения потока, м.
21
 l  поправка, учитывающая влияние относительной длины l / d э на
теплоотдачу:
при l / d э  50 ,
при l / d э  50 ,
l  1 ;
 l  1  2 / l / d э  ;
l  длина трубы, м .
2. Для переходного режима 2300  Re 0,9  10000 приближенное
значение коэффициента теплоотдачи определяется по уравнению [3]
Nu 
  dэ
 0,008  Re0,9  Pr 0,43 .

(2.13)
Или может быть использовано уравнение (2.12) с введением
поправки из табл. 2.3.
Таблица 2.3. Значения поправочного коэффициента  для переходного
режима
Re
2200 2300 2500 3000 3500 4000 5000 6000 9000 10000

0,22
0,35
0,45
0,59
0,7
0,76
0,86
0,91
0,99
1,0
3. Для ламинарного режима течения теплоносителя коэффициент
теплоотдачи рассчитывается по уравнениям [3]
d 

Nu  1,55  l   Pe  э 
l 

d 

Nu  0,8  l   Pe  э 
l 

0,33
0,4
  

 

 ст 
Nu  0,022  Re
,
  

 Gr  Pr 0,1  

 ст 
d
Nu  0,5  Pe  э ,
l
0,8
0,14
(2.14)
0,14
,
(2.15)
(2.16)
n
0,4   
Pr  
 ,

 ст 
22
(2.17)
d 

Nu  0,35   Pe  э 
l 

Nu  0,037  Re
0,75
0,33
d 

  Gr  Pr э 
l 

0,18
,
n
0,4   
Pr  
 .
  ст 
(2.18)
(2.19)
В формулах (2.14) – (2.19):
n = 0,11  в процессах нагрева; n = 0,25  в процессах охлаждения; Pe 
число Пекле, Pe  Re Pr ;   коэффициент динамической вязкости
теплоносителя, Пас; ст  коэффициент динамической вязкости при
Gr  g  d э3    t  /  2 ; g
температуре стенки, Пас; Gr  число Грасгоффа,
= 9,81 – ускорение свободного падения, м/с2;   коэффициент объёмного
расширения теплоносителя, 1/К; t   разность температур стенки и
теплоносителя, С.
Выбор той или иной формулы осуществляется в соответствии с
режимными показателями и ограничениями, указанными в табл. 2.4. При
движении теплоносителя в межтрубном пространстве кожухотрубчатых
теплообменников
с
сегментными
перегородками
коэффициент
теплоотдачи определяется [6]:
 при Re  1000
Nu  0,24  Re
0,6
0,25
Pr
0,36  Pr 
Pr
0,36  Pr 


 Prст 
;
(2.20)
.
(2.21)
 при Re  1000
Nu  0,34  Re
0,5


 Prст 
0,25
В уравнениях (2.20) и (2.21) за определяющий размер принят
наружный диаметр труб. Скорость теплоносителя находится для
наименьшего сечения межтрубного пространства.
23
Таблица 2.4 Указатель формул для расчёта коэффициентов теплоотдачи
в прямых трубах и каналах при Re  10000 [1]
№, Значение
п/п Gr  Pr
Расположение
поверхности
теплообмена
Пределы применения
Номер
формулы
Re  3500 ;
1
 8  105
20 
Горизонтальное
Pe  d э
 120 ;
l
2.15
106  Gr  Pr  13  106 ;
2
 8  105
Горизонтальное
3
 8  105
Горизонтальное
2  Pr  10
Pe  d э
 10
l
Re  3500
2.16
2.17
Re  2300 ;
4
5
 8  105
Любое
 8  105
Вертикальное,
при совпадении
направлений
свободной и
вынужденной
конвекции
Pe  d э
 20
l
Re  2300 ;
l
20 
 130 ;
dэ
2.14
2.18
d 

1,5 Gr  Pr э 
l 

0,25

Pe  d э
 1100
l
8  105  Gr  Pr  4  108
6
 8  105
Вертикальное,
при несовпадении
направлений
свободной и
вынужденной
конвекции
250  Re  20000
2.19
1,5  106  Gr  Pr  12  106
24
Коэффициенты
теплоотдачи
в
межтрубном
пространстве
теплообменников с оребренными трубами вычисляются по следующим
зависимостям [7]
при 100  Re  2300 :
J  0,395  Re 0,47 ; B  D;
(2.22)
J  0,19  Re 0,511 ; B  0,2  D;
(2.23)
J  0,111  Re 0,658 ; B  D;
(2.24)
J  0,614  Re 0,67 ; B  0,2  D ,
(2.25)
при 2300  Re  106 :
   dэ    
где J  


   с
0,33
 
  ст 
  
0,14
,
c  удельная теплоемкость теплоносителя, Дж/(кгК); D  внутренний
диаметр кожуха, м; B  шаг перегородки, м.
Для расчета теплоотдачи в межтрубном пространстве гладкотрубных
аппаратов без поперечных перегородок можно использовать уравнение [7]
(2.12) - (2.19), если умножить полученное из расчета значение  на
поправочный коэффициент   , равный

s2 

   s1 

d н2 

0,18
,
(2.26)
где s1 , s2 - продольный и поперечный шаги труб, м; d н  наружный
диаметр труб, м.
25
В качестве геометрического размера в уравнениях (2.12) – (2.19)
используется эквивалентный диаметр межтрубного пространства.
При течении среды в кольцевом канале между гладкими трубками
коэффициент теплоотдачи находится по уравнению [7]
Nu  0,015  Re
0,8
Pr
0,4  Pr 


 Prст 
0,25
  D 
 dн 
0,25
 l ,
(2.27)
где d э  D  d н , м; d н  наружный диаметр внутренней трубы, м; D 
внутренний диаметр наружной трубы, м.
При поперечном обтекании пучка гладких труб газов  находится по
следующим уравнениям [1]:
 для коридорных и шахматных пучков при Re  1000
Nu  0,56  Re 0,65  Pr 0,36    ;
(2.28)
 для коридорных пучков при Re  1000
Nu  0,22  Re 0,65  Pr 0,36   
(2.29)
 для шахматных пучков при Re  1000
Nu  0,4  Re 0,6  Pr 0,36    ,
(2.30)
где   - коэффициент, учитывающий влияние угла атаки  (табл. 2.5).
Определяющий линейный размер в уравнениях (2.28) - (2.30) –
наружный диаметр трубы.
Таблица 2.5. Значение коэффициентов  

90
80
70
60
50
40
30
20
10

1
1
0,98
0,94
0,88
0,78
0,67
0,52
0,42
26
Коэффициент теплоотдачи при обтекании пучка труб с поперечными
ребрами находится по уравнению [5]
d 
Nu  c   н 
 t 
 0,54
t
 
h
0,14
 Re n  Pr 0,4 ;
(2.31)
где c и n  коэффициенты:
 для коридорных пучков с  0,116; n  0,72;
 для шахматных пучков с  0,25; n  0,65;
dн
 наружный диаметр несущей трубы, м; h  высота ребра,
h  D  d н  / 2 , м; D  диаметр ребер, м; t  определяющий линейный
размер: шаг между ребрами, м.
При
течении
теплоносителя
в
каналах,
образованных
гофрированными пластинами в пластинчатых теплообменниках, α
определяют по следующим уравнениям [6]:
 при Re  50  50000 ; Pr  0,7  80
b
Nu  А  Re  Pr
0,43  Pr 
0,25


 Prст 
,
(2.32)
где A, b - коэффициенты, зависящие от типа пластин (табл. 2.6);
Таблица 2.6. Значение констант в уравнении (2.32) [6]
Тип
пластины
A
B
Re
Pr
0,2К
0,086
0,73
100  30000
0,7 – 20
0,3
0,1
0,73
100  30000
0,7  50
0,5Е
0,135
0,73
50  30000
0,7 – 80
0,5Г
0,165
0,65
200  50000
0,7  50
27
 для ламинарного режима
Nu  В  Re
0,33
 Pr
0,33  Pr 
0,25


 Prст 
,
(2.33)
где B  коэффициент, приведенный в табл. 2.7.
Таблица 2.7. Значение коэффициента В в уравнении (2.33)
Тип
пластины
0,2К
0,3
0,5Е
0,5Г
В
вышеуказанных
B
Re
Pr
0,5
0,6
0,63
0,46
100
100
50
200
20
50
80
50
уравнениях
физико-химические
t   t 
теплоносителей определяются при температуре t 
.
2
параметры
2.1.2. Определение коэффициента теплоотдачи при конденсации паров
При конденсации паров на наружной поверхности труб коэффициент
теплоотдачи , Вт/(м2К), находится по следующим уравнениям [1]:
 для вертикальных трубчатых теплообменных аппаратов [6]
 3   2  h 

  1,34  
   t   H 


0,25
 t
(2.34)
или
1/ 3
 2  L  n 

  3,78    
 D 


 для горизонтальных теплообменников [6]
28
;
(2.34а)
 3   2  h 

  1,29  
   t   d н 


0,25
 t   
(2.35)
или
1/ 3
 2  L  n 

  2,04  t       
 D 


;
 для горизонтальных теплообменников с оребренными трубами
 3   2  h 

  1,29  
   t   d н 


0,25
 t      р ,
(2.36)
где   плотность конденсата, кг/м3; Н  высота труб, м; t   разность
температур между температурой насыщения t н пара и температурной
стенки труб tст , С:
t   t н  t ст ;
h  разность энтальпий пара и конденсата, Дж/кг;   коэффициент
теплопроводности конденсата, Вт/(мК);   коэффициент динамической
вязкости конденсата, Пас;  t  поправочный коэффициент, учитывающий
переменность теплофизических свойств вдоль поверхности теплообмена.
 
t   ст 
  
где
 ст ,
 ст
0,375
  

 

 ст 
0,125
,
(2.37)
 коэффициенты динамической вязкости, Пас, и
теплопроводности конденсата, Вт/(мК), определенные при температуре
стенки;    поправочный коэффициент, зависящий от числа труб по
вертикали и вида пучка.
29
0,125
   ncp
,
(2.38)
где ncp  среднее число труб по вертикали для коридорного пучка и
половина этого числа – для шахматного пучка.
ncp  1,0393 
  n s1
 ,
2
s2
(2.39)
где n  общее число труб в теплообменнике;  р  коэффициент,
учитывающий оребрение труб и определяемый по уравнению [7]
d 
 р  1,3   0 
 hp 
 
0,25
F
F
 E3/ 4  в  г ,
Fр Fр
(2.40)
где Fp  общая наружная площадь оребренной поверхности трубы длиной
1 м, м2; d 0  диаметр основного ребра, м; Е  коэффициент эффективности
ребра. Для медных труб можно принять Е = 1; Fв  площадь поверхности
вертикальных участков ребер на длине трубы 1 м, м2
Fв 

  Dp2  d 02
2u
;
(2.41)
Fг - площадь поверхности горизонтальных участков ребер на длине
трубы 1 м, м2
     Dp   т
Fг    d 0  1  0  
;
u 
u

hp  высота ребра, м;
30
hp 

  Dp2  d 02
4  Dp
,
(2.42)
где Dp  диаметр ребра, м; u  шаг между ребрами, м;  0 ,  т  толщина
рёбер в основании и на торце, м.
При конденсации паров внутри труб коэффициент теплоотдачи
определяется по следующим зависимостям:
 при конденсации холодильных агентов [7]
 3   2  r  g 

  0,56  
   t   d вн 


0,25
;
 при конденсации в горизонтальных и вертикальных трубах при
кольцевом течении плёнки конденсата
Nu 

 

 

  dэ
 с  Re0,8  Pr 0,4   1  x1  
 1  1  x2  
 1  ,


 п

 п
 
(2.43)
где с = 0,16 для медных и алюминиевых труб, с =0,023  для стальных
труб; х1 , х2  массовое паросодержание пара на входе в трубу и на выходе
из нее;   плотность конденсата, кг/м3; п  плотность пара, кг/м3.
В процессах конденсации пара на горизонтальной поверхности
пластин при условии, что разность температур на стенке t   10 C,
коэффициент теплоотдачи определяется по уравнению (2.30), в которое в
качестве высоты поверхности подставляется приведенная длина канала L.
При t   10 C справедливо другое выражение [6]:
Nu 
L
 a  Re0,7  Pr 0,4 ,

31
(2.44)
где Re  число Рейнольдса, Re 
DL
; F  площадь поверхности
F
теплообмена, м2; D  расход пара, кг/с; a - коэффициент, приведенный в
табл. 2.8.
Таблица 2.8. Значение коэффициента а в уравнении (2.44) [6]
Тип пластины
0,2К
0,3
0,5Е
0,5Г
A
338
322
240
376
В уравнениях (2.34)(2.44) физико-химические
определяются при температуре насыщения t н .
параметры
2.1.3. Определение коэффициента теплоотдачи при кипении
При пузырьковом кипении жидкостей коэффициент теплоотдачи
находится по следующим зависимостям [5]:
 при кипении на поверхности нагрева, погруженной в большой объем
жидкости [1],
1/ 3
2 / 3  

2

 




  q2 / 3;
 
  0,075  1  10
 1

      Т н 
 п



(2.45)
 при кипении в трубах [1]

780  1 / 3  0,5  0п,06  q 0,6
0,5  r 0,6  0п0,66  c 0,3   0,3
,
(2.46)
где Т н - температура насыщения (кипения), К;  п  плотность пара, кг/м3;
 п0  плотность пара при нормальных условиях, кг/м3; r  удельная
32
теплота испарения, Дж/кг;   коэффициент поверхностного натяжения
жидкости, Н/м; q  удельная тепловая нагрузка, Вт/м2.
Критическая тепловая нагрузка qкр , при которой пузырьковое
кипение переходит в пленочное, определяется по уравнению [6], Вт/м2,
qкр  0,14  r  п   g     0,25 .
(2.47)
В формулах (2.45)(2.47) физико-химические параметры жидкости
определяются при температуре насыщения (кипения).
2.1.4. Кипение в большом объеме на горизонтальном пучке
оребренных труб
При кипении хладонов на пучках из труб с накатными ребрами, без
примесей масла коэффициент теплоотдачи определяется по уравнению [8],
Вт/(м2К),
   эт   п ,
(2.48)
где  п  коэффициент, учитывающий влияние числа рядов по
высоте пучка. Его значение может быть определено по графикам на рис.
2.3. При условии: 2000  q F  6000 , поправочный коэффициент
 п  1.
 эт  средний коэффициент теплоотдачи эталонного (шестирядного)
пучка, Вт/(м2К) (см. формулы (2.49)2.50)).
Это значение может быть найдено по следующим уравнениям [8, 9]:
 для R134A
 эт  335  t1  P00,5 ;
33
(2.49)
Рис.2.3. Поправочный множитель  п , учитывающий влияние числа
рядов в пучке nп оребренных труб
а) для R134A;
б) для R22
1  q F  500 Вт/м2; 2  q F  1000 Вт/м2; 3  q F  2000 Вт/м2;
4  q F  3000 Вт/м2
t0  20 С;
t 0  10 С
 для R22
 эт  568  t10,82  P00,45 ,
(2.50)
где Р0  давление холодильного агента в межтрубном пространстве, бар (1
бар = 105 Па); t1  разность температуры кипения фреона и температуры
стенки трубы, С.
Уравнения для  эт справедливы при следующих условиях:
 пучок шестирядный, с геометрическими размерами
34
s
 1,28 ;
dн
 q F  7000 Вт/м2.
После определения коэффициента теплопередачи K рассчитывается
площадь поверхности теплообмена Fp , м2:
Fp 
Q
.
K  t
Далее проводится сопоставление расчетного значения
Fp
со
значением площади теплообмена нормализованного теплообменника Fн .
Если выполняется условие
Fp  Fн
Fн
 0,03  0,05
или
Fн  Fр
Fн
 0,1  0,2 ,
(2.51)
тогда тепловой расчет теплообменника заканчивается. В противном случае
необходимо выбрать другой вариант теплообменного аппарата и расчет
повторить.
2.2.
Гидравлический расчет теплообменных аппаратов [6]
При перемещении теплоносителя через теплообменник следует
затратить определенную мощность на преодоление гидравлического
сопротивления. Гидравлический расчет аппарата сводится в общем случае
к определению потерь давления в общем случае по тракту каждого
теплоносителя. Потери давления складываются из потерь по длине и
потерь на преодоление местных сопротивлений
P  Pl  Pм ,
(2.52)
где Рl  гидравлическое сопротивление по длине канала, Па; Рм 
местные потери давления, Па.
35
  тр  L
   w2
,
Р  
   м  
d
2
э


где L  длина канала, м;
(2.53)
 коэффициент гидравлического
 тр
сопротивления по длине; м  коэффициент местного сопротивления (табл.
2.9); w  скорость теплоносителя в канале, м/с.
Таблица 2.9. Значения коэффициентов местных сопротивлений
№
Местные сопротивления
п/п
1 Входная и выходная камеры (удар и поворот)
2
3
4
5
6
7
8
9
Поворот между ходами или секциями на 180
Вход в трубы и выход из них
Вход в межтрубное пространство и выход из
него
Поворот через сегментную перегородку
Поворот на 180 через колено в секционных
теплообменниках
Поворот в Uобразной трубке
Огибание перегородок, поддерживающих трубки
Сопротивление пучка труб

1,5
2,5
1,0
1,0
1,5
2,0
0,5
0,5
3
Коэффициент гидравлического сопротивления  тр определяется по
следующим уравнениям:
 при Re  2300 ,
 тр 
А
,
Re
где А  коэффициент, зависящий от формы канала (табл. 2.10);
36
(2.54)
 при Re  2300 ,
  e  6,81  0,9  
 тр  0,25  lg 

 
3
,
7
Re

  

 
2
,
(2.55)

 относительная шероховатость труб;   высота выступов
d
шероховатостей, м (табл. 2.11).
где е 
Таблица 2.10. Значение коэффициента A в уравнении (2.54)
№
Форма сечения
п/п
1 Круг диаметром а
2 Квадрат стороной а
3 Кольцо шириной а
Прямоугольник высотой а и
шириной b :
b  a
b  10
4
a
b 4
a
b 2
a
А
dэ
64
57
96
а
а
2а
96
2а
85
1,81а
73
1,6а
62
1,3а
Таблица 2.11. Ориентировочные значения шероховатости труб  [6]
№
Трубы
п/п
1 Стальные новые
Стальные, бывшие в эксплуатации, с
2
незначительной коррозией
3 Стальные старые, загрязненные
4 Чугунные новые, керамические
5 Алюминиевые гладкие
6 Трубы из латуни, меди
37
, мм
0,06 – 0,1
0,1 – 0,2
0,5 – 1
0,35 – 1
0,015 – 0,06
0,0015 – 0,01
В общем случае для трубного пространства теплообменника
гидравлическое сопротивление Ртр , Па, определяется по уравнению
2
2
 тр  wтр
L  z  тр  wтр
Ртр   тр 

 2,5   z  1  2  z  

dэ
2
2
 3
2
 тр  wшт.тр
2
(2.56)
,
где z  число ходов в трубном пространстве; wшт.тр  скорость
теплоносителей в штуцерах трубного пространства, м/с;  тр  плотность
жидкости в трубном пространстве, кг/м3; wтр  скорость жидкости в
трубах, м/с.
Для межтрубного пространства гидравлическое сопротивление Рм
в общем случае рассчитывается по выражению, Па
2
м  wшт.м
м  wм2
3  m   x  1 м  wм2
,
Рм 

 1,5  х 
 3
2
2
2
Re0м,2
(2.57)
w d
где Re м - число Рейнольдса в межтрубном пространстве, Reм  м н ;
м
wшт.м  скорость теплоносителей в штуцерах трубного пространства, м/с;
 м ,  м  соответственно, плотность, кг/м3, и кинематическая вязкость,
м2/с, теплоносителя, протекающего в межтрубном пространстве; x  число
сегментных перегородок; m  число рядов труб, преодолеваемых потоком
теплоносителя в межтрубном пространстве
m
n
.
3
Для пластинчатых теплообменников:
38
(2.58)
2
  wшт
х    L   w2
,
Р 

 3
dэ
2
2
(2.59)
где L  приведенная длина каналов, м; x  число пакетов для данного
теплоносителя; w, wшт - скорость теплоносителя при течении между
пластинами и в штуцерах, соответственно, м/с.
При поперечном обтекании пучка гладких труб Р находится из
следующей зависимости [1]:
s 
Eu 
 b  3  4,5  m    1 
  w2
 dн 
P
 0,23
 Re  0,26 .
(2.60)
Для шахматных пучков:
s
s
 при 1  2 ,
dн dн
Eu  b  2  3,3  m   Re  0,28 ;
(2.61)
Eu  b  2,7  1,7  m   Re  0,2 ,
(2.62)
s1 s2
,

dн dн
 при
где b  поправочный коэффициент, зависящий от угла атаки  (табл. 2.11);
m  число рядов труб в пучке в направлении движения потока; s1 , s2 
поперечный и продольный шаги, м.
Таблица 2.11. Значения коэффициента b в уравнениях (2.60)  (2.61)

B
90
80
70
60
50
40
30
20
10
1
1
0,95
0,83
0,69
0,53
0,38
0,27
0,15
39
Гидравлическое сопротивление пучков труб с кольцевыми,
квадратными и поперечно-спиральными ребрами может быть рассчитано
по приведенным ниже уравнениям [4].
Для шахматных пучков:
 при 2200  Re*  1,8  105
 d* 
Eu  2,7  m   
 dэ 
 
0,3
 Re*  Cm ;
(2.63)
 при Re*  1,8  105
 d* 
Eu  0,13   
 dэ 
 
0,3
 Re*  Cm ,
(2.64)
w  d*
где Re  число Рейнольдса, Re 
; d э  эквивалентный диаметр

*
*
канала, м; d *  относительный диаметр, м,
F0'
F  d н F0
,
d 


Fp
Fp
2  np
*
(2.65)
где F  площадь поверхности неоребренной трубы длиной 1 м, м2/м; F0 
площадь поверхности ребер, м2/м; Fр  общая поверхность ребристой
трубы длиной 1 м , м2/м; F0'  площадь поверхности ребер (без торцевых
участков), м2/м; np  число ребер на трубе длиной 1 м; C m - коэффициент,
учитывающий число рядов труб в шахматном пучке:
1 m
С m    cm ;
m m 1
40
(2.66)
где cm  коэффициент, определяющий изменение перепада давления в
зависимости от номера ряда (табл. 2.12).
Таблица 2.12. Значения коэффициентов cm и C m в уравнениях
(2.63)(2.66) [6]
M
cm
Cm
M
cm
Cm
1
2
3
4
5
2,000
1,200
1,086
1,040
1,016
2,000
1,600
1,429
1,332
1,268
6
7
8
9
10
1,000
1,000
1,000
1,000
1,000
1,224
1,192
1,168
1,149
1,134
сm  0,934 
0,355
;
m  0,667
 При m  6 ,
 при m  6 ,
cm  1 .
Для коридорных пучков [6]:
 d* 
Eu  0,26  m   
 dэ 
 
0,3
 s  dн 

  2
s

d
 1
н 
0,68
 0,008  Cm' , (2.67)
 Re*
'
где Cm
 коэффициент, учитывающий число рядов труб в коридорном
пучке.
'
Сm

1 m '
  cm ;
m m 1
41
(2.68)
'
где cm
- коэффициент, учитывающий влияние номера ряда труб в пучке на
гидравлическое сопротивление (табл. 2.13).
'
'
Таблица 2.13. Значения коэффициентов cm
и Cm
для коридорных
пучков [6]
M
'
cm
'
Cm
M
'
cm
'
Cm
1
2
3
4
5
2,750
1,600
1,287
1,140
1,056
2,750
2,176
1,879
1,694
1,567
6
7
8
9
10
1,000
1,000
1,000
1,000
1,000
1,472
1,405
1,354
1,315
1,283
 При m  6 ,
'
сm
 0,738 
1,509
;
m  0,25
 при m  6 ,
'
cm
 1.
Мощность N, кВт, затрачиваемая на преодоление гидравлического
сопротивления, находится по выражению
N
G  P
,
    1000
(2.69)
где  - коэффициент полезного действия нагнетательной установки
(насоса, компрессора и т.п.).
42
3. ПРИМЕРЫ РАСЧЕТА ТЕПЛОООБМЕННИКОВ
3.1. Расчет кожухотрубчатого холодильника [6]
Рассчитать и подобрать нормализованный кожухотрубчатый
теплообменник для охлаждения кубового остатка ректификационной
колонны в количестве G1  6,0 кг/с от начальной температуры t1'  102,5 С
до конечной t1"  30 С.
Кубовый остаток – коррозионноактивная органическая жидкость,
t '  t " 102,5  30
которая при средней температуре t1  1 1 
 66 С имеет
2
2
следующие физико-химические характеристики:
плотность 1  986 кг/м3;
теплопроводность 1  0,662 Вт/(мК);
теплоемкость с1  4190 Дж/(кгК);
динамическая вязкость 1  0,00054 Пас;
Охлаждение осуществляется водой в режиме t 2'  20 С и t 2"  40 С.
Расчет теплообменника проводится последовательно в соответствии
с общей блок-схемой (рис.2. 1).
Тепловая нагрузка аппарата определяется по уравнению теплового
баланса (формула (2.2))




Q  G1  c1  t1'  t1"  G2  c2  t 2"  t 2' 
 6,0  4190  102,5  30  1820000 Вт.
Тогда расход охлаждающей воды составит
G2 

Q
c2  t 2"  t 2'


1820000
 21,8 кг/с.
4180  40  20
43
Здесь c2  4180 Дж/(кгК) – теплоемкость воды при ее средней
t 2'  t 2" 20  40
температуре t 2 

 30 С.
2
2
Остальные физические характеристики воды при этой температуре
(см. табл. П19):
 2  996 кг/м3;
 2  0,618 Вт/(мК);
 2  0,000804 Пас.
В теплообменнике реализуется противоточная схема движения
теплоносителей, при этом большая разность температур составляет:
tб  t1'  t 2"  102,5  40  82,5 С,
а меньшая разность температур:
tм  t 2'  t1"  30  20  10 С.
Отношение данных величин:
tб 62,5

 6,25  1,8 ;
tм
10
поэтому значение температурного напора, развиваемого в теплообменнике
должно определяться по уравнению (2.7), т.е. как среднелогарифмическая
разность температур:
t  tм
62,5  10

 28,6 C.
tн  б
 62,5 
 tб 
ln


ln
10



t
 м
Далее производится ориентировочный выбор теплообменника.
Решение вопроса о том, какой из теплоносителей направить в
трубное пространство, определяется его давлением, коррозионной
44
активностью, способностью загрязнять поверхности теплообмена и др.
Рассматриваемый пример относится к такому случаю, когда
коррозионноактивную среду – кубовый остаток – целесообразно направить
в трубное пространство, а охлаждающую воду – в межтрубное.
Принимаем, что течение сред в теплообменнике турбулентное.
Минимальное ориентировочное значение коэффициента теплопередачи,
соответствующее данному режиму течения теплоносителей, по табл. 2.1
равно К ор , Вт/(м2К). Тогда ориентировочное значение поверхности
теплообмена составит
Fop 
Q
1820000

 79,5 м2.
80  28,6
K op  t
По табл. П1 выбран теплообменник с поверхностью Fн  97 м2,
имеющий следующие конструктивные параметры:
площадь межтрубного пространства S м.тр = 0,04 м2;
длина труб L  6 м;
диаметр кожуха D = 600 мм;
диаметр труб d н  25  2 мм;
число труб n = 206;
число ходов труб z = 4,
число труб в одном ходу n / z  206 / 4  51,5 .
Уточняется средняя разность температур. Соответствующая
поправка  t определяется по рис. 2.2б с помощью параметров:
Р
t 2"  t 2'
t1'  t 2'

40  20
 0,24 ;
102,5  20
t '  t " 102,5  30
 3,6 .
R 1 1 
"
'
40

20
t2  t2
45
 t  0,77 .
t  tн   t  28,6  0,77  22,0 С.
Уточненный расчет
следующим образом.
Находится
число
теплообменника
поверхности
теплопередачи
производится
Рейнольдса
в
пространстве
Re 
трубном
4  G1
,
  d в  n / z   1
где d в  d н  2    25  2  2  21 мм.
Re 
4  6,0
 13100 .
3,14  0,021  51,5  0,00054
Число Прандтля будет равно:
c 
4190  0,00054
 3,4 .
Pr1  1 1 
0,662
1
В соответствии с формулой (2.12), коэффициент теплоотдачи к
жидкости, движущейся по трубам в турбулентном режиме ( Re  10 4 ),
равен
Nu1  1
1 

dэ
0,021  Re
0,8
 Pr
0,4  Pr1 


 Prст1 
dэ
0,25
 1

0,021  131000,8  3,40,4  0,662

 2360 Вт/(м2К).
0,021
46
 Pr 
В данном случае поправкой  1 
 Prст1 
0,25
можно пренебречь, так как
разность температур t1 и tст1 невелика (менее t н  28,6 C).
Минимальное
сечение
потока
в
межтрубном
пространстве
S м.тр  0,040 м2, поэтому число Рейнольдса, характеризующее режим
течения в этой области, будет равно
Re 
G2  d н
21,8  0,025

 16960 ,
S м.тр   2 0,04  0,000804
а число Прандтля:
c 
4180  0,000804
 5,43 .
Pr2  2 2 
0,618
2
Для турбулентного режима в межтрубном пространстве ( Re  1000 ),
в соответствии с формулой (2.20), коэффициент теплоотдачи к воде
составит
Nu 2   2 0,24  Re0,6  Pr 0,36   2
2 


dн
dн

0,24  169600,6  5,430,36  0,618
 3785 Вт/(м2К).
0,025
Поскольку кубовый остаток – органическая жидкость, в
соответствии с табл. 2.2 примем термические сопротивления загрязнений
равными
rз.1  rз.2  1 / 5800
(м2К)/Вт.
Учитывая
повышенную
коррозионную активность кубовой жидкости, в качестве материала труб
47
целесообразно
выбрать
нержавеющую
сталь.
Теплопроводность
нержавеющей стали  ст  17,5 Вт/(мК).
Сумма термических сопротивлений стенки и загрязнений равна:


  
ст
 rз.1  rз.2 
0,002
1
1


 0,000458 (м2К)/Вт.
17,5 5800 5800
Коэффициент теплопередачи в теплообменнике определяется по
уравнению (2.10)
K
1
1

 874 Вт/(м2К).
1
 1
1
1
 
 0,000458 
2360
3785
1
 2
Требуемая поверхность теплообмена составит
Fp 
Q
1820000

 94,6 м2.
K  t 22,0  874
Запас по поверхности теплообмена у выбранного теплообменника
составляет

Fн  Fp
Fp
 100% 
97  94,6
 100%  2,54% .
94,6
Таким образом, можно сделать вывод, что рассмотренный вариант
теплообменного аппарата обеспечивает заданные условия работы по
охлаждению кубового остатка с запасом по теплообменной поверхности
2,54 %.
Далее производится гидравлический расчет теплообменного
аппарата.
Определяется гидравлическое сопротивление трубного пространства.
Скорость жидкости в трубах
48
wтр 
G1
,
S тр  1
где S тр  площадь поперечного сечения одного хода труб (табл. П1), м2.
wтр 
6,0
 0,338 м/с
0,018  986
Коэффициент трения рассчитывается по формуле (2.55)
0,9  
 


e
6
,
81

  
 тр  0,25  lg 



  3,7  Re тр   


2
  0,2  10 3  6,81  0,9  
 0,25  lg 

 
0
,
021

3
,
7
13100

  

 

2
 0,0422 Вт/(мК).
Диаметр штуцеров к распределительной камере d ш.тр = 0,150 м
(табл. П6), поэтому скорость теплоносителя в штуцерах
wшт.тр 
4  G1
2
  d ш.тр
 1

4  6,0
3,14  0,152  986
 0,244 м/с.
В трубном пространстве следующие местные сопротивления:
 вход в камеру и выход из неё,
 три поворота на 180;
 по четыре раза вход в трубы и выход из них.
Значения местных сопротивлений определяются по табл. 2.11.
Таким образом, гидравлические потери трубного пространства
составляют по формуле (2.56)
49
2
2
 тр  wтр
L  z  тр  wтр
Ртр   тр 

 2,5   z  1  2  z  

dэ
2
2
 3
2
 тр  wшт.тр
2
 0,0422 
6  4 986  0,3382


0,021
2
986  0,3442
987  0,3382
 2,5  4  1  2  4 
 3764 Па.
 3
2
2
Определяется гидравлическое сопротивление трубного пространства.
Число рядов, омываемых водой в межтрубном пространстве
(формула (2.58)):
m
n
206

 8,27 .
3
3
Это значение округляется в большую сторону:
m  9.
Число сегментных перегородок в теплообменнике х = 18 (см.
табл.П7).
Диаметр штуцеров к кожуху d шт.м = 0,2 м (см. табл.П6).
Скорость воды в штуцере
wшт.м 
4  G2
2
  d шт.м
 2

4  21,8
  0,2 2  996
 0,696 м/с.
Скорость воды в наиболее узком сечении межтрубного пространства
площадью S м.тр  0,040 м2 равна
wм 
G2
21,8

 0,546 м/с.
S м.тр   2 0,040  996
50
В межтрубном пространстве следующие местные сопротивления:
вход и выход жидкости через штуцера,
18 поворотов через сегментные перегородки (по их числу х = 18);
19 сопротивлений трубного пучка при его поперечном обтекании
(x+1).
Коэффициенты местных сопротивлений принимаются по табл. 2.9.
Тогда гидравлические потери по межтрубному пространству
теплообменника будут равны
2
м  wшт.м
м  wм2
3  m   x  1 м  wм2
Рм 

 1,5  х 
 3

0,2
2
2
2
Reм
3  9  18  1 996  0,5462
996  0,5462


 1,5  18 

2
2
169600,2
 3
Таким
996  0,696
 14455 Па.
2
образом,
гидравлические
потери
для
выбранного
нормализованного теплообменника составили: 3764 Па  в трубном
пространстве; 14455 Па  в межтрубном пространстве.
3.2. Расчет пластинчатого холодильника [6]
Для той же технологической задачи рассчитать и подобрать
нормализованный пластинчатый теплообменник.
Из табл. П11 следует, что поверхности, близкие к 100 м2, имеют
теплообменники с пластинами площадью 0,5 м2. Выбираем для
поверочного расчета Fн = 80 м2, число пластин N = 154, тип пластин 0,5Е.
Предварительный расчет аналогичен расчету в подразделе 3.1,
поэтому в дальнейшем используются полученные в предыдущем примере
результаты.
Движение теплоносителей в теплообменнике  противоточное.
51
Пусть компоновка пластин самая простая Сх :
77
, т.е. по одному
77
пакету (ходу) для обоих потоков. Скорость кубового остатка в 77 каналах с
проходным сечением S = 0,0018 м2 (табл. П11) равна
w1 
G1
6,0

 0,0439 м/с.
1  n  S 986  77  0,0018
Эквивалентный диаметр каналов d э  0,008 м (табл. П10, П11).
w d 
0,0439  0,008  986
 643  50 ,
Re1  1 1 1 
0,00054
1
т.е. режим течения турбулентный, поэтому в соответствии с уравнением
(2.32) коэффициент теплоотдачи 1 будет равен, Вт/(м2К)
0,73
0,43
Nu1  1 0,135  Re1  Pr1
1 

dэ
dэ

 1

0,135  6430,73  3,40,43  0,662
 2120 Вт/(м2К).
0,008
Скорость воды в 77 каналах
w2 
G2
6,0

 0,158 м/с.
 2  n  S 996  77  0,0018
Число Рейнольдса будет равно:
w d 
0,158  0,008  996
 1565  50 ,
Re 2  2 2 2 
0,000804
2
коэффициент теплоотдачи  2 находится по уравнению (2.32).
52
0,73
0,43
Nu 2   2 0,135  Re2  Pr2
2 

dэ
dэ
 2

0,135  15650,73  5,430,43  0,618

 4610 Вт/(м2К).
0,008
Сумма термических сопротивлений гофрированной стенки из
нержавеющей стали толщиной 1,0 мм (табл. 2.2) и загрязнений составляет
1,0  103
1
1
  ст
1
1
     5800  5800  17,5  5800  5800  0,000401 м2К/Вт
ст
Коэффициент теплопередачи равен
K
1
1

 918 Вт/(м2К).
 1
1
1
1
      0,000401  2120  4610
1
2
Требуемая поверхность теплопередачи
Fp 
Q
1820000

 69,3 м2.
K  t 918  28,6
Теплообменник номинальной поверхностью Fн = 80 м2 подходит с
запасом

Fн  Fр
Fр
 100% 
80  69,3
 100%  15,5% .
69,3
Расчет гидравлического сопротивления
Для каждого теплоносителя гидравлическое сопротивление в
пластинчатых теплообменниках определяют по формуле (2.56):
53
2
  wш
L   w2
;
Р  х    
 3
dэ
2
2
где L - приведенная длина каналов (табл. П10), м; d э  эквивалентный
диаметр каналов (табл. П10), м; х - число пакетов для данного
теплоносителя; wш - скорость в штуцерах на выходе и входе, м/с;
  а1 Re  для ламинарного движения;   а1 4 Re  для турбулентного
движения; коэффициенты a1 и a2 зависят от типа пластин (табл. 3.1).
Таблица 3.1. Значения коэффициентов а1 и а2
Тип
(площадь)
пластины
а1
а2
0,2К
(0,3 м2)
0,5Е
0,5М
0,5Г
200
425
485
324
210
17
19,3
22,4
15,0
4,0
Для определения скорости в штуцерах находятся диаметры условных
проходов штуцеров (табл. П10), которые равны d шт  0,15 м.
Результаты расчетов гидравлических сопротивлений:
1 
22,4
4 634
х1  1 ;
w1ш 
 4,46 ;
L = 1,15 м;
4  6,0
2
  0,15  986
d ш  0,15 ;
 0,344 м/с;
w1 = 0,0439 м/с;
Р1  1  4,46 
1,15 986  0,04392
986  0,3442

 3
 785 Па;
0,008
2
2
54
2 
22,4
4 1565
 3,57 ;
х2  1 ;
w2ш 
4  21,8
2
  0,15  996
 1,24 м/с;
w2 = 0,158 м/с;
Р2  1  3,57 
1,15 996  0,1582
996  1,24 2

 3
 8685 Па.
0,008
2
2
Таким образом, гидравлические потери по кубовому остатку
оказались 785 Па, по воде  8685 Па.
3.3. Расчет пластинчатого подогревателя (конденсатора) [6]
Выбрать тип, рассчитать и подобрать нормализованный вариант
конструкции пластинчатого теплообменника для подогрева G2  2,0 кг/с
коррозионноактивной органической жидкости от температуры t 2'  20 С
20  80
 50 С эта жидкость
2
имеет следующие физико-химические характеристики:
до t 2"  80 С. При средней температуре t 2 
плотность  2  900 кг/м3;
удельная теплоемкость ср2  3,73 кДж/(кгК);
коэффициент теплопроводности  2  0,458 Вт/(мК);
коэффициент динамической вязкости  2  5,34  10  4 Пас;
число Прандтля Pr2  4,35 .
55
Для подогрева использовать насыщенный водяной пар давлением
рп  0,6 МПа. Температура конденсации t1  158,1 С. Характеристики
конденсата при этой температуре:
плотность 1  908 кг/м3;
коэффициент теплопроводности 1  0,683 Вт/(мК);
коэффициент динамической вязкости 1  1,77  10  4 Пас;
удельная теплота парообразования r1  2095 кДж/кг;
число Прандтля Pr1  1,11 .
Расчет проводится последовательно в соответствии с общей схемой
(рис. 2.1).
1) Тепловая нагрузка аппарата составляет


Q  G2  c p 2  t 2"  t 2'  2,0  3730  80  20  448000 Вт.
2) Расход пара определяется из уравнения теплового баланса
D
Q 448000

 0,214 кг/с.
r1 2095000
3) Cредняя разность температур для противотока

t1'  t 2'   t1"  t 2"  158,1  20  158,1  80
tср 

 105,3 С.
t'  t'
ln 1 2
t1"  t 2"
 158,1  20 
ln

 158,1  80 
4) Коэффициенты теплопередачи в пластинчатых теплообменниках
выше, чем их ориентировочные значения, приведенные в табл. 2.1. Примем
K ор  1250
Вт/(м2К). Тогда ориентировочное значение требуемой
поверхности составит
56
Fop 
Рассмотрим
Q
448000

 3,4 м2.
K op  t 105,3  1250
пластинчатый
подогреватель
(конденсатор
паров)
поверхностью F = 3,0 м2; поверхность пластины 0,3 м2, число пластин N =
12 (табл. П11).
5) Скорость жидкости и число Re 2 в шести каналах с площадью
поперечного сечения канала 0,0011 м2 и эквивалентным диаметром канала
0,008 м (табл.П10) равны:
w2 
G2
2,0

 0,337 м/с;
N
900

6

0
,
0011
2   S
2
w d 
0,337  0,008  900
Re 2  2 э 2 
 4530 .
2
0,000534
Коэффициент теплоотдачи к жидкости определяется с помощью
уравнения (2.32)
0,73
  Nu 2  2  0,1  Re 2
2  2

dэ
dэ
 Pr20,43

0,458  0,1  45400,73  4,350,43

 5010 Вт/(м2К).
0,008
Для определения коэффициента теплоотдачи от пара по формуле
(2.44) предварительно принимается, что t  10 С. Тогда в каналах с
приведенной длиной L = 1,12 м (табл. П10) получим:
Re1 
DL
0,214  1,12

 451 ;
1  F 0,000177  3,0
57
0,7
0,4
1  Nu1 1  0,1  Re1  Pr1
1 


dэ
dэ

322  4510,7  1,110,4  0,683
 14780 Вт/(м2К).
1,12
Термическим сопротивлением загрязнений со стороны пара можно
пренебречь. Толщина пластин   1,0 мм, материал – нержавеющая сталь,
 ст  17,5 Вт/(м2К). Сумма термических сопротивлений стенки пластин и
загрязнений со стороны жидкости составит


1,0  103
1


r


 0,000229 м2К/Вт
 
з
17,5
5800
ст
Здесь термическое сопротивление rз принято в соответствии с
табл.2.2.
Коэффициент теплопередачи:
K
1
1

 2010 Вт/(м2К).
1
 1
1
1
 

 0,000229
1
  2 5010 14780
Проверим правильность принятого допущения относительно t по
формуле:
t 
K  tcp
1

2010  105,3
 14,3  10 С.
14780
Требуемая поверхность теплопередачи:
F
Q
448000

 2,12 м2.
K  t 105,3  2010
58
Таким образом, теплообменник с нормализованной поверхностью
F=3,0 м2 подходит с запасом   41,7 %.
3.4. Расчет кожухотрубчатого конденсатора [6]
Подобрать и рассчитать нормализованный вариант конструкции
кожухотрубчатого конденсатора смеси паров органической жидкости и
паров воды (дефлегматора) для конденсации D1 = 0,8 кг/с паров. Удельная
теплота конденсации смеси r1  1180000 Дж/кг, температура конденсации
t s  66 С. Физико-химические свойства конденсата при температуре
конденсации:
плотность 1  757 кг/м3;
коэффициент теплопроводности 1  0,219 Вт/(мК);
коэффициент динамической вязкости  2  4,46  10  4 Пас.
Теплота конденсации отводится водой с начальной температурой
t 2'  25 С. Температура воды на выходе из конденсатора принимается на
25  33
 29 С
2
охлаждающая вода имеет следующие физико-химические характеристики:
уровне
t 2"  33
С. При средней температуре
t2 
плотность  2  996 кг/м3;
удельная теплоемкость ср2  4,18 кДж/(кгК);
коэффициент теплопроводности  2  0,616 Вт/(мК);
коэффициент динамической вязкости  2  8,2  10  4 Пас;
число Прандтля Pr2  5,56 .
Расчет проводится последовательно в соответствии с общей блоксхемой (рис. 2.1).
1) Тепловая нагрузка аппарата
Q  r1  D1  1180000  0,8  944000 Вт.
59
2) Расход воды
G2 
Q

c p 2  t 2"  t 2'


944000
 28,2 кг/с.
4180  33  25
3) Средняя разность температур

t s  t 2'   t s  t 2"  66  18  66  40
tср 

 36,9 С.
ln
 66  18 
ln

 66  40 
t s  t 2'
t s  t 2"
4) В соответствии с табл. 2.1 примем K op = 600 Вт/(м2К), тогда
ориентировочное значение поверхности составит
Fop 
Q
944000

 42,6 м2.
K op  t 600  36,9
Задаваясь числом Re 2  15000 , определим соотношение n/ z для
теплообменника из труб диаметром d н  25  2 мм:
4  G2
n
4  15,4


 139 ,
z   d   2  Re 2 3,14  0,021  0,00082  15000
где n  общее число труб; z  число ходов по трубному пространству; d 
внутренний диаметр труб, м.
5) Уточненный расчет поверхности теплопередачи. По табл. П2,
исходя из рассчитанного значения n/ z , находится наиболее близкая к
расчетной нормализованная характеристика, которая соответствует
конденсатору с диаметром кожуха D  500 , диаметром труб 252 мм,
числом ходов z  2 и числом труб n  240 .
60
n / z  240 / 2  120 .
Наиболее близкую к ориентировочной поверхность теплопередачи
Fн  56,0 м2 имеет нормализованный аппарат с длиной труб L = 3,0 м.
Действительное число Re 2 равно
Re 2 
4  G2  z
4  28,2  2

 17376 .
  d  n   2 3,14  0,021  240  0,00082
Коэффициент теплоотдачи к воде определяется по уравнению (2.12),
 Pr 

пренебрегая поправкой 
Pr
 ст 
0,25
0,8
0,4
Nu  λ 2 0,023  Re 2  Pr2   2
2 


d
d
0,023  173760,8  5,560,4  0,616

 3304 Вт/(м2К) .
0,021
Коэффициент теплоотдачи от пара, конденсирующегося на пучке
вертикально расположенных труб, определяется по уравнению (2.34).
2
2


d

n
757
 0,025  240
1
н
3
1  3,78  1  3
 3,78  0,219 
 1939 Вт/(м2К).
1  D1
0,000446  0,8
Сумма термических сопротивлений стенки труб из нержавеющей
стали и загрязнений со стороны воды и пара равна
 
2  103
1
1
     r1  r2  17,5  1860  11600  0,000738 (м2К)/Вт.
61
Здесь термические сопротивления r1 и r2 приняты в соответствии с
табл. 2.2.
Коэффициент теплопередачи
 1
 1 

K     



 1
2
1
1 
 1

 0,000738 

1939 
 3304
1
 643 Вт/(м2К).
Требуемая поверхность теплопередачи
F
Q
994000

 39,8 м2.
K  t 36,9  643
Как видно из табл. П2, конденсатор с длиной труб L = 3,0 м и
поверхностью F = 56,0 м2 подходит с запасом
F F
57,0  39,8
 н
 100% 
 100%  43,2 %.
F
39,8
6) Гидравлическое сопротивление р2 рассчитывается по формуле
(2.56).
Скорость воды в трубах
w2 
4  G2  z
2
  d  n  2

4  28,2  2
2
3,14  0,021  240  996
 0,68 м/с.
Коэффициент трения рассчитывается по формуле (2.55):
  e  6,81  0,9  
  0,25  lg 

 
3
,
7
Re

  

 
2

  0,2  10 3  6,81  0,9  
 0,25lg 

 
0
,
021

3
,
7
17376

  

 
62
2
 0,0412 Вт/(мК).
Скорость воды в штуцерах
w2 
4  G2
2
  dш
 2

4  28,2
3,14  0,2 2  996
 0,9 м/с.
Тогда гидравлические потери составят:
2
2
2
 тр  wтр
 тр  wшт.тр
L  z  тр  wтр
Р   тр 

 2,5  z  1  2  z  
 3

dэ
2
2
2
3  2 996  0,682
996  0,682
996  0,9 2
 0,0412 

 2,5  2  1  2  2 
 3

0,021
2
2
2
 5418 Па.
3.5. Расчет кожухотрубчатого испарителя [6]
Рассчитать и подобрать нормализованный вариант конструкции
кожухотрубчатого испарителя ректификационной колонны с получением
D2  0,9 кг/с паров водного раствора органической жидкости. Кипящая
при небольшом избыточном давлении и температуре t 2  102,6 С
жидкость имеет следующие физико-химические характеристики:
плотность  2  957 кг/м3;
теплопроводность  2  0,680 Вт/(мК);
теплоемкость с2  4200 Дж/(кгК);
динамическая вязкость  2  0,00024 Пас;
коэффициент поверхностного натяжения  2  0,0583 Н/м;
удельная теплота парообразования r2  2208000 Дж/кг.
Плотность паров при атмосферном давлении  п0  0,65 кг/м3,
плотность паров над кипящей жидкостью  п  0,6515 кг/м3.
63
В качестве теплоносителя использовать насыщенный водяной пар
давлением 0,2 МПа. Удельная теплота конденсации r1  2208000 Дж/кг,
температура конденсации t1  119,6 С.
Физико-химические характеристики конденсата при температуре
конденсации:
плотность 1  943 кг/м3;
динамическая вязкость
1  0,000231 Пас;
теплопроводность 1  0,686 Вт/(мК).
Для
определения
коэффициента
теплоотдачи
от
пара,
конденсирующегося на наружной поверхности труб высотой Н,
используется соотношение [6], Вт/(м2К)
2

 g  r1
1
1  1,21  1  3
 A  q 1 / 3 .
1  H  q
(3.1)
Коэффициент теплоотдачи к кипящей в трубах жидкости определяем
по формуле, Вт/(м2К)
 2  780 
12,3  10,5  0п,06  q 0,6
0,6 0,66 0,3 0,3
0,5
2  r2  п0  с р 2  2
 В  q 0,6 .
(3.2)
Из основного уравнения теплопередачи и уравнения аддитивности
термических сопротивлений следует, что
1 tcp 1

1
.


 
K
q
1
 2
Подставляя сюда выражения для 1 и  2 , можно получить одно
уравнение относительно неизвестного удельного теплового потока:
64
f q  
1 4/3   
1
q
     q   q 0,4  tcp = 0.
A
B
 
Решив это уравнение относительно q каким-либо численным или
графическим методом, можно определить требуемую поверхность, м2:
F
Q
.
q
Расчет испарителей проводится последовательно в соответствии с
общей схемой.
1) Тепловая нагрузка аппарата равна
Q  D2  r2  0,9  2240000  2016000 Вт.
2) Расход греющего пара определяем из уравнения теплового
баланса,
Q 2016000
D1  
 0,913 кг/с.
r1 2208000
3) Средняя разность температур
tcp  t1  t 2  119,6  102,6  17,0 С
В соответствии с табл. П2, поверхность, близкую к
ориентировочной, могут иметь теплообменники с высотой труб H = 3,0 м
или H = 2,0 м и диаметром кожуха D = 0,8 м. Принимаем H = 2,0 м и
Fн  73 м2.
Далее выполняется его уточненный расчет теплообменника.
В качестве первого приближения примем ориентировочное значение
удельной тепловой нагрузки:
65
q1  qop 
Q 2016000

 27616 Вт/м2.
Fн
73
Для определения f q1  необходимо рассчитать коэффициенты А и В
по уравнениям (3.1) и (3.2)
A  1,21  0,686  3
9432  2208000  9,81
 2,878  105 ;
0,000231 2,0
0,6801,3  9570,5  0,65150,6
B  780 
0,5
 2240000
труб
2,00
0,6
0,0583
Толщина
 ст  17,5 Вт/(мК).
Сумма
0,66
 0,65
мм,
 0,00024

нержавеющая
 4200
материал
термических
 12,11 .
0,3
0,3
сопротивлений
сталь;
стенки
и
загрязнений (термическим сопротивлением со стороны греющего пара
можно пренебречь) равна
 
2  103
1
     rз  17,5  5800  0,000287 (м2К)/Вт
где rз  термическое сопротивление стенки, принятое по табл. 2.2.
Тогда
276164 / 3
276160,4
f q1  
 0,000287  27616 
 17,0  1,49 .
12,11
2,878  105
Принимая второе, большее значение q2  30700 Вт/м2, получим
f q2  
307004 / 3
2,878  105
 0,000287  30700 
66
307000,4
 17,0  0,3 .
12,11
Третье, уточненное значение q3 определяется в точке пересечения с
осью абсцисс хорды, проведенной из точки 1 (27616, -1,49) в точку 2
(30700; +0,3) для зависимости f q  . Расчетным путем это определяется как
q3  q2 
q2  q1
 f q2  .
f q2   f q1 
Получим
q3  3700 
30700  27616
 0,3  30183 Вт/м2;
0,3  (1,49)
301834 / 3
301830,4
f q3  
 0,000287  30183 
 17,0  0,042 .
5
12
,
11
2,878  10
Такую точность определения корня уравнения можно считать
достаточной, поскольку погрешность не превышает 5%, и q  30183 Вт/м2
можно считать истинной удельной тепловой нагрузкой. Тогда требуемая
поверхность составит
Fp 
Q 2016000

 66,8 м2.
q
30183
В выбранном теплообменнике запас поверхности:

Fн  Fр
Fр
 100% 
73  66,8
 100%  9,3 %.
66,8
3.6. Расчет фреонового конденсатора холодильной машины
Определить площадь поверхности теплообмена и подобрать
стандартный фреоновый конденсатор при следующих исходных данных:
тепловая нагрузка Q  120 кВт;
67
температура конденсации t s  28 С;
начальная температура охлаждающей воды t1'  20 С;
холодильный агент – фреон R22;
нагревание оборотной воды в
конденсаторе
рекомендуется
tв  4  6 С, принято t в  5 .
Следовательно, температура охлаждающей воды на выходе из
аппарата t1"  25 С.
Находятся
физико-химические
свойства
хладона
R22
при
определяющей температуре t s  28 С и воды (табл. П19) при средней
температуре:
t '  t " 20  25

 22,5 С.
t
2
2
Для воды:
плотность  в  998 кг/м3;
удельная теплоемкость св  4,18 кДж/(кгК);
коэффициент теплопроводности  в  0,6 Вт/(мК);
коэффициент кинематической вязкости  в  1  10  6 м2/с;
число Прандтля Prв  7 .
Для хладона R22 [9]:
плотность  х  1176 кг/м3;
коэффициент теплопроводности  х  0,083 Вт/(мК);
коэффициент кинематической вязкости  х  2,3  10  3 Пас;
удельная теплота конденсации rх  179,1 кДж/кг.
Из уравнения
охлаждающей воды
Gв 
теплового

Q
cв  t 2"  t 2'


баланса
(2.3)
определяется
120
 5,74 кг/с.
4,18  25  20
68
расход
Расход паров хладона будет равен
D
Q 120

 0,67 кг/с.
rx 179,1
Рассчитывается ориентировочная площадь поверхности теплообмена
конденсатора Fop (формула (2.1.)), м2
Fop 
Q
.
K op  tн
Значение коэффициентов теплопередачи K op для конденсаторов с
холодильным агентом R22 (отнесенное к наружной ребристой поверхности
теплообмена) может быть принято в интервале 500  700 Вт/(м2К).
Принимается K op  500 Вт/(м2К).
Находится средняя разность температур tн по формуле (2.7), С

t s  t 2'   t s  t 2"  28  20  (28  25)
t 

 5,1 С.
 28  20 
ln

 28  25 
 t  t' 
ln s 2 
 t  t" 
 s 2
Fop 
120000
 47 м2.
500  5,1
В соответствии с табл. П14 выбирается конденсатор КТР50 с
наружной поверхностью теплообмена Fн  49,6 м2.
число труб n = 135;
число ходов по трубному пространству z = 4;
трубы медные с наружным стандартным
конденсаторов типа КТР;
длина труб L = 2,5 м;
69
оребрением
для
внутренний диаметр труб d вн  0,0132 м;
наружный диаметр труб d н  0,0165 м;
диаметр ребер D  0,021 м;
шаг ребер u = 0,002 м;
ширина торца ребер  т  0,0003 м;
угол при вершине ребра   35 ;
коэффициент оребрения   3,6 ;
шаг между трубами:
по горизонтали s1  26 мм;
по вертикали s2  22,5 мм;
ребра низкие накатанные.
Расчет начинается с трубного пространства.
Определяется скорость воды в трубах по уравнению, м/с
wв 
L  Gв
4  5,74
4
z


 1,24 м/с.

2
998 135  3,14  0,01322
в n    d вн
Число Рейнольдса будет равно
w d
1,24  0,0132
 16368 .
Reв  в вн 
в
1  10 6
Таким образом, Re в  10 4  режим течения турбулентный.
Коэффициент теплоотдачи  в со стороны воды определяется по
уравнению (2.12), Вт/(м2К)
в 
Nu   в
,
d вн
где Nu  0,021  Re 0в,8  Prв0,4 ;
0,021  163680,8  7 0,4  0,6
в 
 4910 Вт/(м2К).
0,0132
70
Далее по формуле (2.36) определяется коэффициент теплоотдачи от
конденсирующегося фреона к поверхности пучка горизонтальных
оребренных труб, отнесенной к внутренней поверхности теплообмена,
Вт/(м2К)
2

х F
;
 х  2,02      p   σ  t  3
 х  d н  Dп  
(3.3)
где  t = 1, так как теплофизические свойства хладона вдоль поверхности
теплообмена мало меняются;  р  коэффициент, учитывающий оребрение
труб, определяется по уравнению (2.40).
Для расчета коэффициента  р определяется Fн  общая наружная
площадь оребренной поверхности трубы длиной 1 м, которая будет равна
Fн 
Fн 
F
;
nL
49,6
 0,149 м2/м;
135  2,5
Площадь поверхности вертикальных участков ребер на 1 м длины Fв
находится по уравнению (2.41) с учетом угла при вершине ребер   35 ,
м2/м




  D 2  d н2
3,14  0,0212  0,01652

Fв 
 0,139 м2/м.
2  0,002  Cos35 2
2  u  сos 2
Площадь поверхности горизонтальных участков трубы длиной 1 м
будет равна
Fг  Fн  Fв  0,149  0,139  0,1 м2/м.
Приведенная высота ребра находится по уравнению (2.42)
71




  D 2  d н2 3,14  0,0212  0,01652
hp 

 0,0063 м.
4  0,021
4 D
Эффективность ребер для медных низконакатанных ребер может
быть принята как Е = 1.
По формуле (2.40) находится коэффициент  р
F
d
F
0,139
0,0165 0,01
1

 1,609 .
 p  1,3  в  E 0,75  н  г  1,3 
0,149
0,0063 0,149
Fн
hp Fн
Коэффициент   , учитывающий стягивание конденсата с торцов
ребер и увеличивающий коэффициент теплоотдачи  х , находится по
уравнению [8]

0,0003
  1  т  1 
 1,105 .
u
0,002
Находится среднее число горизонтальных радов в пучке труб (по
формуле (2.39))
ncp  1,0393 
  n s1
3,14  135 0,026
 1,0393 

 12,36 .

2
0,0225
2
s2
Поправочный коэффициент   в соответствии с уравнением (2.38)
будет равен
 ncp 

   

2


 0,167
 12,36 


 2 
0,167
 0,738 .
Тогда по уравнению (3.3)
 x  1,38  0,083  0,738  1,105  1,609  3
 1365 Вт/(м2К).
72
11762  49,6
2,3  103  0,0165  0,67  3,6

По уравнению (2.11) определяется коэффициент теплопередачи,
отнесенный к внутренней поверхности теплообмена, Вт/(м2К)
1
 1 Fвн  ст
1 
 ,
К  


R

F


н
ст
в
 х
где R  термическое сопротивление. Для R22 и меди этот показатель может
быть принят из диапазона R = (0,150,3)10-3 (м2К)/Вт. Принимается R =
0,210-3 (м2К)/Вт;  ст  0,002 м  толщина стенки труб;  ст  384 Вт/(мК)
 теплопроводность материала труб (меди).
1 0,002
1 
 1
K 


 0,2  10 3 

4910 
 1365 3,6 384
1
 1633 Вт/(м2К).
Расчетная наружная поверхность теплообмена определяется по
соотношению
Fp 
Q
120000
 
 3,6  51,8 м2.
K  t
1633  5,1
Проводится сравнение расчетной поверхности теплообмена с
нормализованной

Fp  Fн
Fp
 100% 
51,8  49,6
 100%  4,2% .
51,8
Таким образом, нормализованная поверхность на 4,2% меньше
расчетной, но полученное расхождение   5% , поэтому можно считать,
что
конденсатор
теплопроизводительность.
КТР50
73
обеспечит
необходимую
3.7. Тепловой расчет испарителя холодильной машины
Провести
тепловой
расчет
и
подобрать
стандартный
кожухотрубчатый испаритель по следующим исходным данным:
теплопроизводительность испарителя Q0  100 кВт;
холодильный агент  фреон R22;
температура кипения фреона t s  15 С.
Таким образом, давление паров фреона в испарителе будет
Р0  0,2016 МПа.
Температура хладоносителя на входе в испаритель t p'  6 С;
температура хладоносителя на выходе в испаритель t p"  10 С.
В качестве хладоносителя используется хлористый кальций CaCl 2 с
температурой замерзания -25,7 С.
Средняя температура хладоносителя
t
t p'  t p"
2

(10)  (6)
 8 С.
2
При этой температуре находятся физико-химические свойства
рассола [9]
массовая доля  23,8%;
плотность  р  1232 кг/м3;
удельная теплоемкость ср  2,91 кДж/(кгК);
коэффициент теплопроводности  р  0,525 Вт/(мК);
коэффициент кинематической вязкости  р  4,125  10  6 м2/с;
коэффициент динамической вязкости  р  5,28  10  3 Пас;
число Прандтля Prр  30,5 .
Находится средняя
разность температур t между кипящим
фреоном и хладоносителем по уравнению (2.7)
74
t 
t p'  t p"
ln
Далее
t s  t p'

t s  t p"
определяется
 6  (10)
 6,8 С.
  15  (6) 
ln

  15  (10) 
ориентировочное
значение
коэффициента
теплопередачи в интервале 500700 Вт/(м2К) [8], отнесенной к гладкой
поверхности труб. Принимается 600 Вт/(м2К).
По формуле (2.1) находится ориентировочная площадь поверхности
теплообмена
Q
100000
Fop 

 24,5 м2.
K op  tн 600  6,8
В соответствии с табл. П17 выбирается испаритель ИТР1000 с
площадью теплообмена Fн / Fвн  100 / 33 м2:
число труб n = 237;
число ходов по трубному пространству z = 4;
число горизонтальных рядов труб  16;
трубы медные с наружным стандартным оребрением;
внутренний диаметр труб d вн  0,0132 м;
наружный диаметр труб d н  0,0165 м;
диаметр ребер D  0,021 м;
шаг ребер u = 0,002 м.
Рассол направляется в трубы, а фреон в межтрубное пространство.
Из уравнения теплового баланса (2.3) находится массовый расход
рассола
Q
100000

 8,59 кг/с.
G
cp  t p 2,91  4
Определяется скорость рассола в трубах
75
wр 
4  8,59
4
4G
z


 0,86 м/с.

2
1232 237  3,14  0,01322
 р n    d вн
Находится число Рейнольдса
Re р 
wр  d вн
р

0,86  0,0132
4,125  106
 2752 .
Коэффициент теплоотдачи  p со стороны воды определяется по
уравнению (2.12)
 'p 
Nu   p
d вн
,
где Nu  0,021  Re 0p,8  Prp0,43 ;
 'p 
0,021  27520,8  30,50,43  0,525
 2048 Вт/(м2К).
0,0132
В связи с тем, что число Re p  10 4 , необходимо ввести поправку в
соответствии с табл. 2.3. Для Re = 2752 эта поправка равна 0,52.
Следовательно, уточненный коэффициент теплоотдачи со стороны
рассола составляет
 p  0,52   'p  0,52  2048  1065 Вт/(м2К).
Коэффициент теплоотдачи от кипящего раствора на пучке
горизонтальных оребренных труб, отнесенный к внутренней поверхности
теплообмена, может быть найден по уравнению (2.50)
 ф  568  P00,45   p 
76
Fн
 t10,82 ,
Fвн
где  р  поправка на число горизонтальных рядов труб. Она определяется
следующим образом.
Находится удельная тепловая нагрузка поверхности теплообмена
потока q, Вт/м2
Q
100000
 1000 Вт/м2.
q 0 
100
Fн
Далее по графику (рис. 2.3), с учетом того, что кипение фреона
происходит на 16 горизонтальных рядах, находится значение  р  1,06 .
Таким образом
 ф  568  2,0160,45  1,06 
100
 t10,82  2525  t10,82 .
133
Данное выражение представляет собой уравнение с двумя
неизвестными, поэтому для нахождения действительного значения  ф
необходимо использовать метод последовательного приближения.
Термическое сопротивление стенки и загрязнений для пучка
горизонтальных оребренных медных труб в соответствии с
рекомендациями [9] можно принять как
 r  0,5  103 (м2К)/Вт.
Тогда разность температур для стенки труб, С,
tст  q1   r ,
где удельный тепловой поток, отводимый со стороны фреона, Вт/м2,
q1   ф  t1  2525  t10,82 .
Отсюда
77
tст  2525  t11,82  0,5  10  3  1,26  t11,82 С.
Удельный тепловой поток, воспринимаемый со стороны рассола,
Вт/м2,
q 2   p  t 2 ,
где t 2  t  t1  tст  6,8  t1  1,26t11,82 .
Задаваясь значениями t1 , находятся q1 и q2 и проводится
сравнение их значений. Расчет ведется до тех пор, пока расхождение этих
величин не будет превышать заданной степени сходимости   0,01  0,3 ,
т.е. 13%.
Уточнение может производиться графически.
Сначала принимается значение t1  1 С. При этом значении:
q1  2525  10,82  2525 Вт/м2;
t 2  6,8  1  1,26  11,82  4,54 С;
q2  1065  4,54  4835 Вт/м2.
Затем принимается значение t1  1,5 С. Тогда:
q1  2525  1,50,82  5281 Вт/м2;
t 2  6,8  1,5  1,26  1,51,82  2,66 С;
q2  1065  2,66  2837 Вт/м2.
Строится график q  f t1  (см. рис. 3.1).
78
q1 , q2  10  3
6,0
q2  f t1 
5,0
4,0
3,84
3,0
q1  f t1 
2,0
1,0
1,0
1,25
1,5
2,0
t1 , С
Рис.3.1. График q  f t1  к расчету  ф
Расчетная удельная тепловая нагрузка, отнесенная к внутренней
поверхности теплообмена, составляет qp = 3840 Вт/м2 при t1  1,25 С и
t 2  3,66 С.
Далее находится расчетная поверхность теплообмена
Q
100000
 26 м2.
Fp  0 
3840
q
Внутренняя поверхность теплообмена выбранного испарителя равна
Fвн  33 м2, следовательно, выбранный испаритель марки ИТР-100
обеспечит необходимую тепловую нагрузку Q0  100 кВт с запасом по
поверхности:

Fвн  Fр
Fр
 100% 
33  26
 100%  27% .
26
79
4. РАСЧЕТНОЕ ЗАДАНИЕ
Задание 1. Произвести поверочный расчет и подбор стандартного
пароводяного теплообменника при следующих исходных данных (табл.
4.1):
 тепловая нагрузка аппарата Q;
 давление греющего пара P;
 температура нагреваемой воды на входе t' и на выходе t".
 поверхность нагрева выполнена из латунных трубок диаметром
d н   ст .
Таблица 4.1. Варианты заданий к расчету пароводяного
теплообменника
№
варианта
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
22
23
24
25
Q,
КВт
260
800
1200
300
500
2580
900
450
600
80
120
30
1200
50
60
65
80
95
110
35
45
150
300
450
600
P,
МПа
0,6
0,6
0,3
0,3
0,55
0,65
1,2
0,9
0,6
0,6
0,5
0,4
0,3
0,3
0,4
0,6
0,6
0,7
1,3
0,3
0,5
0,6
0,6
0,9
1,3
t',
С
60
65
20
20
60
60
70
70
60
65
20
25
10
10
25
60
65
70
70
15
15
20
55
60
70
80
t",
С
125
120
65
65
115
115
150
150
130
125
65
70
65
65
70
110
120
130
150
60
65
70
105
125
150
dн,
мм
16
16
16
16
20
20
25
25
25
25
16
20
20
16
16
16
16
16
20
20
20
25
25
25
25
 ст ,
мм
1
1,5
1
1,5
1
1
1,5
1,5
2
2
1
1
1
1,5
1,5
1
1
1,5
1
1,5
1,5
1,5
1,5
1,5
1,5
Коэффициент, учитывающий потери теплоты в окружающую среду
принять   0,96 . Термическое сопротивление со стороны воды принять
равным rз = 1/5800 (м  К)/Вт.
Термодинамические и теплофизические свойства воды приведены в
табл. П19, пара – в табл. П20.
Задание 2. Произвести поверочный расчет и подбор стандартного
водо-водяного кожухотрубчатого теплообменника при следующих
исходных данных (табл. 4.2):
 массовый расход нагреваемой воды - G2 ;
 температура нагреваемой воды на входе t 2' и на выходе t 2" ;
 температура греющей воды на входе t1' и на выходе - t1" .
 поверхность нагрева выполнена из латунных трубок диаметром
d н   ст .
Таблица 4.2. Варианты заданий к расчету водо-водяного
теплообменника
G2 ,
№
варианта кг/с
1
2
1
14
2
6
3
10
4
9
5
21
6
25
7
30
8
15
9
21
10
18
11
35
12
45
13
19
14
17
15
25
16
19
17
6
18
7
19
12
t1' ,
С
3
130
150
150
150
140
130
115
150
150
150
150
125
125
150
130
150
150
125
120
t1" ,
С
4
100
70
70
70
70
60
60
70
70
70
100
100
60
70
100
70
70
70
60
81
t 2' ,
С
5
62
20
10
25
15
35
20
18
25
25
60
20
15
60
40
45
55
25
20
t 2" ,
С
6
92
65
65
65
70
65
60
65
75
65
90
65
65
90
90
92
90
65
65
dн,
мм
7
16
16
20
20
25
25
16
16
20
25
20
25
16
16
16
20
20
25
25
 ст ,
мм
8
1
1,5
1
1,5
1,5
2
1
1,5
1
1,5
1,5
2
1,5
1
1
1
1,5
1,5
1,5
Продолжение табл. 4.2
20
1
21
22
23
24
25
10
2
8
7
11
9
12
115
3
150
130
125
130
150
50
4
90
95
110
90
70
15
5
50
55
60
62
20
65
6
85
95
90
92
65
16
7
16
20
25
25
20
1,5
8
1,5
1
1,5
1,5
1
Коэффициент, учитывающий потери теплоты в окружающую среду
принять   0,98 . Термическое сопротивление отложений с обеих сторон
трубы принять равным rз.1  rз.2 =1/5800 (мК)/Вт.
Термодинамические и теплофизические свойства воды приведены в
табл. П19.
82
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
1. Павлов К.Ф., Романков П.Г., Носков А.А. Примеры и задачи по
курсу процессов и аппаратов химической технологии.  Л.: Химия, 1987.
2. Романков П.Г., Курочкина М.И. Расчеты, диаграммы и
номограммы по курсу
«Процессы и
аппараты
химической
промышленности».  Л.: Химия, 1985.
3. Ривкин С.Л., Крамневская Е.А. Уравнения состояния воды и
водяного пара для машинных расчетов процессов и оборудования
электростанций / Теплоэнергетика, 1977. № 3. С. 6976.
4. Справочник по теплообменникам. Том 1.  М.: Энергоатомиздат,
1986.
5. Промышленные тепломассообменные процессы и установки /
А.М.Бакластов, В.Г.Горбенко, О.Л.Данилов и др.  М.: Энергоатомиздат,
1986.
6. Основные процессы и аппараты химической технологии / Под ред.
Ю.И. Дытнерского.  М.: Химия, 1991.
7. Алексеев В.П., Вайнштейн Г.Е., Герасимов П.В. Расчет и
моделирование аппаратов криогенных установок.  Л.: Энергоатомиздат,
1987.
8. Холодильные машины. Учебник для втузов по специальности
«Холодильные машины и установки» / Н.Н. Кошкин, И.А.Сакун, Е.М.
Бамбушек и др. // Под общ. ред. И.А. Сакуна. – Л.: Машиностроение,
1985.
9. Богданов С.Н., Иванов О.П., Куприянова А.В. Холодильная
техника. Свойства веществ. Справочник. Л.: Машиностроение, 1976.
83
ПРИЛОЖЕНИЕ
Таблица П1. Параметры кожухотрубчатых холодильников в соответствии с ГОСТ 15118-79, ГОСТ 15120-79 и
ГОСТ 15122-79
Диаметр
кожуха,
мм
Диаметр
труб, мм
Число
ходов
1
2
3
202
252
202
252
202
1
1
1
1
1
2
1
2
1
2
1
2
1
2
4
6
1
159
273
325
252
202
400
252
202
600
252

Поверхность теплообмена м2, при длине Площадь самого
Площадь
узкого сечения
Общее
труб, м
сечения
потока в
число
одного хода по
межтрубном
труб 1,0 1,5 2,0
3,0
4,0 6,0
9,0
трубам, м2
2
пространстве, м
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
19
13
61
37
100
90
62
56
181
166
111
100
389
370
334
316
257
1,0
1,0
4,0
3,0
--------------
Рассчитана по наружному диаметру труб
2,0
1,5
6,0
4,5
9,5
8,5
7,5
6,5
----------
2,5
2,0
7,5
6,0
12,5
11,0
10,0
9,0
23,0
21,0
17,0
16,0
49
47
42
40
40
3,5
3,0
11,5
9,0
19,0
17,0
14,5
13,0
34,0
31,0
26,0
24,0
73
70
63
60
61
----25,0
22,5
19,5
17,5
46,0
42,0
35,0
31,0
98
93
84
79
81
--------68,0
63,0
52,0
47,0
147
139
126
119
121
------------------
0,003
0,004
0,007
0,009
0,011
0,011
0,013
0,013
0,017
0,017
0,020
0,020
0,041
0,041
0,041
0,037
0,040
0,004
0,005
0,012
0,013
0,020
0,009
0,021
0,010
0,036
0,017
0,038
0,017
0,078
0,037
0,016
0,009
0,089
Продолжение табл. П1
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
252
2
4
6
1
2
4
6
1
2
4
6
1
2
4
6
1
2
4
6
1
2
4
6
1
2
4
6
240
206
196
717
690
638
618
465
442
404
385
1173
1138
1072
1044
747
718
666
642
1701
1658
1580
1544
1083
1048
986
958
----------------------------
----------------------------
38
32
31
90
87
80
78
73
69
63
60
-----------------
57
49
46
135
130
120
116
109
104
95
90
221
214
202
197
176
169
157
151
151
--------
75
65
61
180
173
160
155
146
139
127
121
295
286
269
262
235
226
209
202
427
417
397
388
340
329
310
301
113
97
91
270
260
240
233
219
208
190
181
442
429
404
393
352
338
314
302
641
625
595
582
510
494
464
451
---405
390
361
349
329
312
285
271
663
643
606
590
528
507
471
454
961
937
893
873
765
740
697
677
0,040
0,040
0,037
0,069
0,069
0,069
0,065
0,070
0,070
0,070
0,065
0,101
0,101
0,101
0,096
0,106
0,106
0,106
0,102
0,145
0,145
0,145
0,131
0,164
0,164
0,164
0,142
0,042
0,018
0,011
0,144
0,069
0,030
0,020
0,161
0,077
0,030
0,022
0,236
0,114
0,051
0,034
0,259
0,124
0,124
0,036
0,342
0,165
0,079
0,049
0,375
0,179
0,084
0,052
202
800
252
202
1000
252
202
1200
252
85
Таблица П2. Параметры кожухотрубчатых конденсаторов и испарителей в соответствии
с ГОСТ 15119-79 и ГОСТ 15121-79
Диаметр
кожуха, мм
Диаметр труб,
мм
Число
ходов
Общее
число
труб
1
2
202
600
252
3
2
4
6
1
2
4
6
2
4
6
1
2
4
6
2
4
6
1
2
4
6
4
370
334
316
257
240
206
196
690
638
618
465
422
404
384
1138
1072
1044
747
718
668
642
202
800
252
202
1000
252
Поверхность теплообмена, м2, при
длине труб, м
2,0
3,0
4,0
6,0
5
6
7
8
-70
93
139
-63
84
126
-60
79
119
40
61
81
--57
75
113
-79
65
97
-46
61
91
-130
173
260
-120
160
240
-116
155
233
73
109
146
--104
139
208
-95
127
190
-90
121
181
-214
286
429
-202
269
404
-197
262
393
117
176
235
--169
226
338
-157
209
314
-151
202
302
86
Площадь сечения
одного хода по
трубам, м2
9
0,037
0,016
0,009
-0,042
0,018
0,011
0,069
0,030
0,020
-0,077
0,030
0,022
0,114
0,051
0,034
-0,124
0,055
0,036
Продолжение табл. П2
1
2
202
1200
252
202
1400
252
3
2
4
6
1
2
4
6
2
4
6
1
2
4
6
4
1658
1580
1544
1083
1048
986
958
2298
2204
2162
1545
1504
1430
1396
5
---------------
87
6
---256
------372
----
7
417
397
388
340
329
310
301
---486
----
8
625
595
582
-494
464
451
865
831
816
-708
673
657
9
0,165
0,079
0,049
-0,179
0,084
0,052
0,230
0,110
0,072
-0,260
0,118
0,080
Таблица П3. Параметры кожухотрубчатых холодильников и конденсаторов с плавающей головкой в соответствии
с ГОСТ 14246-79 и ГОСТ14247-79
Площадь
сечения
Диаметр Диаметр
Число одного хода
кожуха,
труб,
ходов по трубам,
мм
мм
м2
1
2
3
4
5
2
0,007
-202
325
2
0,007
-252
2
0,012
-202
400
2
0,014
-252
2
0,020
-202
500
2
0,023
-252
2
0,030 0,034
202
4
0,013 0,014
6
-0,008
600
2
0,034 0,037
252
4
0,015 0,016
6
-0,007
2
0,056 0,063
202
4
0,025 0,025
6
-0,016
800
2
0,060 0,069
252
4
0,023 0,024
6
-0,018
Поверхность теплообмена м2,
при длине труб, м
3,0
6,0
6
13
10
23
19
38
31
-------------
7
26
20
46
38
76
62
117
107
-96
86
-212
197
-170
157
-88
Площадь самого
узкого сечения в
межтрубном
пространстве, м2
9,0
8
------131
117
113
105
94
87
243
225
216
181
173
164
9
------176
160
-144
129
-318
295
-225
235
--
10
------196
175
-157
141
-364
337
-286
259
--
11
0,012
0,012
0,020
0,019
0,031
0,030
0,048
0,048
0,048
0,043
0,043
0,043
0,078
0,078
0,078
0,074
0,074
0,074
12
------0,042
0,042
0,042
0,040
0,040
0,040
0,071
0,071
0,071
0,068
0,068
0,068
Продолжение табл. П3
1
1000
2
202
252
202
1200
252
202
1400
252
3
2
4
6
2
4
6
2
4
6
2
4
6
2
4
6
2
4
6
4
0,092
0,043
-0,135
0,064
-0,135
0,064
-0,155
0,072
-0,188
0,084
-0,124
0,099
--
5
0,106
0,049
0,032
0,119
0,051
0,034
0,160
0,076
0,046
0,179
0,086
0,054
0,220
0,102
0,059
0,247
0,110
0,074
6
-------------------
7
346
330
-284
267
-514
494
-423
403
-715
693
-584
561
--
89
8
402
378
368
325
301290
604
576
563
489
460
447
831
798
782
675
642
626
9
519
495
-426
400
-771
741
-635
604
-1072
1040
-876
841
--
10
603
567
-488
451
-906
864
-733
690
-1246
1197
-1012
963
--
11
0,115
0,115
0,115
0,117
0,117
0,117
0,138
0,138
0,138
0,126
0,126
0,126
0,179
0,179
0,179
0,174
0,174
0,174
12
0,105
0,105
0,105
0,112
0,112
0,112
0,147
0,147
0,147
0,113
0,113
0,113
0,198
0,198
0,198
0,153
0,153
0,153
Таблица П4. Параметры кожухотрубчатых холодильников с U - образными трубками
в соответствии с ГОСТ 14245-79
325
Площадь
сечения
одного хода по
трубам, **, м2
0,007 --
400
0,013
--
26
51
--
500
0,022
--
43
85
--
--
--
0,032
--
600
0,031
0,039
--
120
150
178
223
0,047
0,037
800
0,057
0,067
--
258
331
383
0,085
0,073
1000
0,097
0,112
--
383
437
565
647
0,120
0,108
1200
0,142
0,165
--
564
651
831
961
0,135
0,151
1400
0,197
0,234
--
790
930
1160
1396
0,161
0,187
Диаметр
кожуха,
мм
Поверхность теплообмена м2, при длине труб, м
6,0**
9,0**
Площадь самого узкого
сечения в межтрубном
пространстве**, м2
3,0
14
27
--
--
--
0,011
--
--
--
0,020
--
224

Рассчитано по наружному диаметру труб.
Данные, приведенные в правых столбцах, относятся к расположению труб в трубной решетке по вершинам
равносторонних треугольников, остальные – по вершинам квадратов (ГОСТ 13203-77).
**
90
Таблица П5. Параметры кожухотрубчатых испарителей с паровым пространством по ГОСТ 14248-79
Диаметр
кожуха,
мм
800
Число
трубных
пучков
1
Число труб
в одном
пучке
134
82
1000
1
220
1200
1
1600
Поверхность теплообмена м2
Площадь сечения
одного хода по трубам,
м2
0,013
0,013
51
38
132
85
62
0,022
0,020
310
204
120
96
0,031
0,031
1
572
362
224
170
0,057
0,055
2400
1
134
--
51
--
0,013
--
2400
1
220
--
85
--
0,022
--
2400
1
310
--
120
--
0,031
--
2400
1
572
--
224
--
0,057
--
2400
2
310
204
240
192
0,031
0,031
2600
3
310
204
360
288
0,031
0,031
2800
2
572
362
448
362
0,057
0,055

Данные в правых столбцах относятся к трубным пучкам с плавающей головкой, в левых – к трубным пучкам с
U образными трубками.
91
Таблица П6. Диаметры условного прохода штуцеров кожухотрубчатых теплообменников
159
Диаметр условного прохода штуцеров для трубного
пространства при числе ходов по трубам, мм
1
2
4
6
80
----
273
100
--
--
--
100
325
150
100
--
--
100
400
150
150
--
--
150
600
200
200
150
100
200
800
250
250
200
150
250
1000
300
300
200
150
300
1200
350
350
250
200
350
1400
--
350
250
200
--
Диаметр кожуха,
мм
92
Диаметр условного прохода
штуцеров к межтрубному
пространству, мм
80
Таблица П7. Число сегментных перегородок в нормализованных кожухотрубчатых теплообменниках
Диаметр кожуха,
мм
1,0
1,5
2,0
3,0
4,0
6,0
9,0
159
6
10
14
26
--
--
--
273
4
8
12
18
--
--
--
325
--
6
8
14 (16)
18
(36;38)
--
400
-
--
6
10
14
22 (24;26)
--
600
--
--
4
8
10
18 (16)
(24)
800
--
--
4
6
8
14 (12)
22 (20)
1000
--
--
--
4
6
10
16 (18)
--
--
--
--
6
8
14 (12)
1200
и 1400

Диаметр условного прохода штуцеров для трубного пространства при числе ходов по
трубам, мм
Числа в скобках относятся к теплообменникам с плавающей головкой и с U образными трубками.
93
Таблица П8. Поверхности теплообмена и основные параметры неразборных, а также разборных однопоточных и
двухпоточных теплообменников типа «труба в трубе» в соответствии с ГОСТ 9930-78
Диаметр
теплообменных
труб, мм
1
253
383,5
484
574
2
1
Число теплообменных труб в
одном
аппарате, шт
3
1*
4
0,12
5
0,24
6
0,36
7
0,48
8
--
9
--
1
2
0,24
0,48
0,72
0,96
--
--
2
4
0,48
0,96
1,44
1,92
--
--
1
1*
0,18
0,36
0,54
0,72
--
--
1
2
0,36
0,72
1,08
1,44
--
--
2
4
0,72
1,44
2,16
2,88
--
--
1
1*
0,23
0,45
0,68
0,90
--
--
1
2
0,46
0,90
1,36
1,80
--
--
2
4
0,92
1,80
2,72
3,60
--
--
1
1*
0,27
0,54
0,81
1,08
--
--
1
2
0,54
1,08
1,62
2,16
--
--
2
4
1,08
2,16
3,24
4,32
--
--
Число
параллельных потоков
Поверхность теплообмена, м2, по наружному
диаметру при длине труб, м
1,5
3,0
4,5
6,0
9,0
12,0
94
Диаметр** труб кожуха,
мм
10
574
574; 764; 895
764; 895; 1084
895; 1084
Продолжение табл. П8
1
764
895
1084
1334
1594,5
2
1
1
1
1
1
3
1*
4
--
5
--
6
--
7
1,43
8
2,14
9
2,86
2
--
--
2,14
2,86
4,28
--
1*
--
--
--
16,68
2,52
3,36
2
--
--
2,52
3,36
5,04
--
1*
--
--
--
2,03
3,05
4,06
2
--
--
3,05
4,06
6,10
--
1*
--
--
--
2,05
3,75
5,0
2
--
--
3,76
5,0
7,50
--
1*
--
--
--
3,0
4,5
6,0
2
--
--
4,5
6,0
9,0
--
Примечание: * Относится к одному ходу неразборных теплообменников.
** Толщины труб указаны для условных давлений не выше 1,6 МПа.
95
10
1084; 1334
1334; 1594,5
1594,5; 2096
2196
2196
Таблица П9. Поверхности теплообмена и основные параметры разборных многопоточных теплообменников
типа «труба в трубе»
Поверхность теплообмена, м2,
при длине труб, м
Площадь сечения потоков, м2104
Число
параллельных
потоков
Число труб в
одном
аппарате
3,0
6,0
9,0
Внутри
теплообменных
труб
3
6
3
6
--
38
В кольцевых
зазорах
межтрубного
пространства
92
5
10
5
10
--
63
154
7
14
--
14
21
88
216
12
24
--
24
36
151
371
22
44
--
44
66
277
680
96
Таблица П10. Конструктивные характеристики пластинчатых теплообменников в соответствии с ГОСТ 15518-78
Конструктивные
характеристики
Габариты пластины,
мм:
длина
ширина
толщина
Эквивалентный
диаметр канала, м
Поперечное сечение
канала, м2
Приведенная длина
канала, м
Диаметр условного
прохода штуцеров
(в мм) для
исполнений:
1
2
3
0,2
0,3
Площадь пластины, м2
0,5
650
650
1,2
1370
300
1,0
1370
500
1,0
1375
660
1,0
1392
640
2,0
0,0076
0,0080
0,0080
0,0074
0,0115
0,0016
0,0011
0,0018
0,00262
0,00368
0,45
1,12
1,15
0,893
1,91
100
---
50
65
--
100
150
200
200
200
250
-250
300
97
0,6
1,3
Исполнение
аппарата
Таблица П11. Поверхность теплообмена и основные параметры разборных пластинчатых теплообменников
в соответствии с ГОСТ 15518-78
1
1
2
Поверхность теплообмена F , м2, число пластин N , шт, и масса аппарата М, кг,
при поверхности одной пластины f , м2
f =0,2
f =0,3
f =0,5
f =0,6
f =1,3
F
N
М
F
N
М
F
N
М
F
N
М
F
N
М
2
------2,0
3,2
4,0
5,0
6,3
8,0
10,0
12,5
16,0
20,0
25,0
3
------12
18
22
28
34
44
56
64
82
102
126
4
5
3,0
4,0
5,0
6,3
8,0
10,0
12,5
16,0
20,0
25,0
--------
6
12
16
20
24
30
36
44
56
70
86
--------
7
291
307
325
340
362
388
602
646
699
756
--------
8
10,0
12,5
16,0
20,0
25,0
-31,5
40,0
50,0
63,0
80,0
100
110
125
140
150
160
9
20
24
32
40
48
-62
78
98
122
154
194
212
242
270
290
310
10
580
605
655
705
760
-1400
1515
1655
1810
2040
2295
2425
2662
2805
2945
3085
11
10,0
12,5
16,0
20,0
25,0
-31,5
40,0
50,0
63,0
80,0
100
110
125
140
150
160
12
20
24
30
36
44
-56
70
86
108
136
170
186
210
236
252
270
13
1003
1031
1081
1126
1187
-1307
1407
1519
1677
1878
2120
2236
2406
2590
2706
2838
14
-------200
300
400
--------
15
-------156
232
310
--------
16
------480
505
525
550
570
625
675
705
880
965
1050
98
-------4100
5200
6310
--------
Продолжение табл. П11
1
3
2
-----------
3
-----------
4
-----------
5
-----------
6
-----------
7
-----------
8
200
250
300
--------
9
404
504
604
--------
99
10
3780
4320
4860
--------
11
140
150
160
180
200
220
250
280
300
320
12
236
252
270
304
340
372
420
470
504
540
13
3450
3559
3700
3926
4179
4405
4745
5111
5337
5592
14
500
600
---------
15
388
464
---------
16
9950
11050
---------
Таблица П12. Поверхности теплообмена и основные параметры спиральных теплообменников в соответствии с
ГОСТ 12067-72
Поверхность Ширина
теплообмена, канала,
мм
м2
1
2
8
10,0
12
12,5
16,0
20,0
25,0
31,5
Площадь
Масса
сечения канала*, теплообменника*,
кг
м2104
7
8
9
10
32
-1200
--
Диаметр штуцеров
для жидких
теплоносителей, мм
11
65
Ширина ленты*,
м
Длина
канала*, м
3
400
4
--
5
12,5
6
--
400
--
12,5
--
48
--
1200
--
65
8
400
--
15,6
--
32
--
1300
--
65
12
400
--
15,6
--
48
--
1300
--
65
8
500
--
16,0
--
40
--
1500
--
65
12
500
--
16,0
--
60
--
1500
--
65
8
400
700
25,0
14,3
32
56
1800
1650
100
12
400
700
25,0
14,3
48
84
1800
1650
100
8
500
700
25,0
17,9
40
56
2300
2000
100
12
500
700
25,0
17,9
60
84
2300
2000
100
8
500
700
31,5
22,5
40
56
2600
2600
100
12
500
700
31,5
22,5
60
84
2600
2600
100
100
Продолжение табл. П12
1
40,0
50,0
63,0
80,0
100,0
2
8
3
1000
4
700
5
20,0
6
28,6
7
80
8
56
9
2800
10
3200
11
150
12
1000
700
20,0
28,6
120
84
2800
3200
150
8
1000
1100
25,0
22,7
80
88
3500
4000
150
12
1000
1100
25,0
22,7
120
138
3500
4000
150
8
1000
1100
31,5
28,6
80
88
4300
4800
150
12
1000
1100
31,5
28,6
120
138
4300
4800
150
8
1000
1000
40,0
40,0
80
80
5500
5500
150
12
1000
1000
40,0
40,0
120
120
5500
5500
150
8
1250
1250
40,0
40,0
100
100
6000
6000
150
12
1250
1250
40,0
40,0
150
150
6000
6000
150
* Данные в правых столбцах относятся к лентам, изготовленным из углеродистой стали; данные в левых столбцах 
к лентам , изготовленным из нержавеющей стали.
101
Таблица П13. Конденсаторы кожухотрубчатые горизонтальные аммиачные
Марка
КТГ-10
КТГ-20
КТГ-25
КТГ-32
КТГ-40
КТГ-50
КТГ-65
КТГ-90
КТГ-110
КТГ-140
КТГ-180
КТГ-250
КТГ-300
КТГ-500
КТГ-630
КТГ-800
КТГ-1250
Площадь
Габаритные размеры, мм
Число
поверхности,
труб
м2
Диаметр Длина Ширина Высота
9
20
25
32
40
50
65
90
110
140
180
250
300
556
710
957
1370
408
500
500
500
600
600
600
800
800
1000
1000
1200
1200
1600
1800
1800
2200
1880
2930
3430
4430
3520
4520
5520
4640
5640
4750
5750
5845
6845
7190
7222
9305
9890
535
810
810
810
910
910
910
1110
1110
1330
1330
1520
1520
2632
3695
3695
3500
760
910
910
910
1000
1000
1000
1230
1230
1670
1670
1940
1940
3230
3426
3430
4175
Примечание: трубы стальные  25х2,5.
102
99
144
144
144
216
216
216
386
386
614
614
870
870
797
1023
1023
1472
Длина
труб, мм
Число
ходов
1500
2500
3000
4000
3000
4000
5000
4000
5000
4000
5000
5000
6000
6010
6010
8010
8030
10
8
8
8
8
8
8
8
8
8
8
8
8
2; 4; 8
2; 4
2; 4; 8
2; 4; 8
Объем пространства,
м3
межтрубтрубного
ного
0,16
0,08
0,32
0,15
0,39
0,17
0,52
0,19
0,53
0,25
0,70
0,32
0,88
0,40
1,26
0,61
1,58
0,72
2,00
1,02
2,50
1,23
3,50
1,77
4,10
2,00
6,50
5,20
8,00
6,90
10,80
8,50
16,20
14,60
Таблица П14. Конденсаторы кожухотрубчатые горизонтальные фреоновые
Марка
КТР-4
КТР-6
КТР-9
КТР-12
КТР-18
КТР-25
КТР-35
КТР-50
КТР-65
КТР-85
КТР-110
КТР-150
КТР-200
КТР-260
КТР-380
КТР-500
Площадь
действительной
наружной
поверхности, м2
4,8
6,8
9,0
12,8
18,0
30,0
40,0
49,6
62,0
92,5
107
150
200
260
407
500
Максимальная
производительность,
кВт
Диаметр
обечайки
D , мм
Число труб,
м
Длина
труб, м
Число
ходов
15,4
21,5
30,8
43,3
63,8
104,7
140
173
216
322
373
523
700
1300
---
194
219
273; 377
377; 325
377; 325
404
404
404
500
500
600
600
800
800
900
900
23
29
46; 53
86
86
135
135
135
210
210
293
293
455
455
680
680
1,0
1,2
1,0; 1,3
1,0; 1,2
1,8
1,5
2,0
2,5
2,0
3,0
2,5
3,5
3,0
4,0
4,0
5,0
4; 2
4; 2
4; 2
4; 2
4; 2
4
4
4
4; 2
4; 2
4
2
4; 2
2
---
Примечание: трубы медные  16х2, коэффициент оребрения 3,6.
103
Таблица П15. Конденсаторы кожухотрубчатые вертикальные
Габаритные размеры,
Площадь
мм
Марка поверхности,
м2
H
D
B
Число
труб
Объем
Масса, кг
межтрубного
мм
пространства,
парового жидкостного
аппарата рабочая
м3
70
32
1,12
2490
3500
Диаметр штуцера Dy ,
50КВ
50
700
920
5500
64
75КВ
75
800
1020
5500
96
70
32
1,27
3365
5200
100КВ
100
1000
1220
5000
150
80
40
1,80
4750
6300
125КВ
125
1000
1220
6000
150
80
40
2,20
5700
8800
150КВ
150
1200
1450
5000
210
100
50
2,64
6820
10500
250КВ
250
1400
1650
5500
312
125
50
3,64
10815
16300
Примечание: трубы стальные  57х3,7.
104
высота
Число труб
Длина труб,
мм
Число ходов
50ИТГ
63ИТГ
80ИТГ
125ИТГ
160ИТГ
200ИТГ
250ИТГ
51/40,6
67,9/54,2
85/68
121/97
152/121
194/155
242/194
3580
4580
5580
4670
5670
4800
5800
1075
1075
1075
1310
1310
1493
1493
1590
1590
1590
1950
1950
2270
2270
216
216
216
386
386
616
616
3000
4000
5000
4000
5000
4000
5000
--
500ИТГ
630ИТГ
800ИТГ
594/500
759/650
1010/850
7355
7340
9345
2715
2985
2985
2955
3200
3200
827
1059
1059
6010
6010
8010
8
8
8
8
8
8
8
2,4,8
2,4,8
2,4,8,
10
ИНГ315
ИНГ400
300/240
381,5/305
6820
6890
1310
1590
2270
2490
636
810
6000
6000
Снежнянский
завод химического машиностроения
Ширина
Габаритные размеры,
мм
длина
Площадь
поверхности
Fн Fвн ,
г.Коростень
Заводизготовитель
Таблица П16. Испарители кожухотрубчатые аммиачные
Марка
м2
Примечание: стальные трубы  252,5 (для Fн >400 м 2 трубы  383).
105
4
4
Диаметр условного
Размеры прохода штуцеров, мм
кожуха
по
по расDвн   ст , солу
хладоагенту
(вход и
мм
вход
выход
выход)
6008
100
20
80
6008
100
20
80
6008
125
20
80
150
25
125
8008
150
25
125
8008
200
32
150
100010
200
32
150
100010
160016
180020
180020
300
400
400
80
80
80
250
300
300
10008
120010
250
250
40
40
250
200
Таблица П17. Испарители кожухотрубчатые горизонтальные фреоновые затопленного типа
Марка
Холодильный агент
Площадь
Число
передающей Диаметр Длина Число
поверхности, кожуха, кожуха, труб горизонтальных
мм
мм
рядов труб
Fн Fвн , м2
Диаметр условного прохода
штуцера Dy , мм
ИТР-12
12
12/3,7
325
1415
70
9
25
50
по
хладоносителю
(вход и выход)
50
ИТР-18
12
18/5,3
325
1665
84
11
32
50
50
ИТР-35
12
35/10,6
426
1940
145
14
40
70
80
ИТР -50
12
50/15,5
525
1985
207
14
50
80
80
ИТР-70
12
70/21,0
530
2240
249
18
50
80
100
ИТР-105
12
100/33,0
600
3700
237
16
50
100
125
ИТР-210
12
209/68,0
800
3730
484
23
50
125
150
ИТР-400
12
390/134,0
1200
3870
920
28
65
125
200
ИТР-65
22
65/19,0
500
2435
210
16
32
100
80
ИТР-80
22
77/25,0
600
3100
218
13
40
200
125
ИТР-35Н
22
35/13,0
500
3000
123
10
25
125
80
Примечание: трубы медные  162.
106
по агенту
Вход
Выход
Таблица П18. Испарители кожухотрубчатые с внутреоребренными трубами
Диаметр условного
прохода штуцера, мм
по
по воде
Ширина Высота (вход и хладоагенту
выход) вход выход
1075
744
100
40
100
Площадь
поверхности
Fн Fвн , м2
Размеры
кожуха
Dст   ст ,
мм
Число
труб
Длина
труб,
мм
Длина
ИТ20
24,8/59,5
377х10
128
3000
3600
ИТ30
32,4/76,5
426х10
174
3000
3620
1100
806
100
40
100
ИТ65
70,0/176
600х6
375
3000
3770
1265
1030
150
50
125
ИТ100
136/362
700х8
732
3000
3866
1276
1370
200
50
125
И24
9,5/24
325х8
72
2000
2290
520
500
50
--
--
И30
12/30,1
325х8
110
2000
2295
520
500
80
--
--
И40
16/40,2
325х8
120
2000
2325
550
538
80
40
65
И50
20/49,5
377х8
120
2500
2825
550
538
80
40
65
Марка
Габаритные размеры, мм
Примечание: 1. Внутри труб установлены вставки звездообразные, образующие 10 каналов, d э =28 мм.
2. Трубы медные  38х2.
107
Таблица П19. Физические свойства воды на линии насыщения
Р,
кгс/см2
1,0
1,0
1,0
1,0
1,0
1,0
1,0
1,0
1,0
1,0
1,03
1,46
2,02
2,75
3,68
4,85
6,30
8,08
10,23
t, C
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
110
120
130
140
150
160
170
180
,
кг/м3
1000
1000
998
996
992
988
983
978
972
965
958
951
943
935
926
917
907
897
887
с,
i,
  10 2 ,
кДж/кг кДж/(кгК) Вт/(мК)
0
4,23
55,1
41,9
4,19
57,5
83,8
4,19
59,9
126
4,18
61,8
168
4,18
63,4
210
4,18
64,8
251
4,18
65,9
293
4,19
66,8
335
4,19
67,5
377
4,19
68,0
419
4,23
68,3
461
4,23
68,5
503
4,23
68,6
545
4,27
68,6
587
4,27
68,5
629
4,32
68,4
671
4,36
68,3
713
4,40
67,9
755
4,44
67,5
Примечание: пересчет в СИ: 1 кгс/см2 = 9,81104 Па
108
а  10 7 ,
м2/с
1,31
1,37
1,43
1,49
1,53
1,57
1,61
1,63
1,66
1,68
1,69
1,69
1,72
1,72
1,72
1,72
1,72
1,72
1,72
  106 ,
Пас
1790
1310
1000
804
657
549
470
406
355
315
282
256
231
212
196
185
174
163
153
  10 6 ,
м2/с
1,79
1,31
1,01
0,81
0,66
0,556
0,478
0,415
0,365
0,326
0,295
0,268
0,244
0,226
0,212
0,202
0,191
0,181
0,173
  10 4 ,
К-1
-0,63
+0,70
1,82
3,21
3,87
4,49
5,11
5,70
6,32
6,95
7,5
8,0
8,6
9,2
9,7
10,3
10,8
11,5
12,2
  10 4 ,
кг/с2
756
762
727
712
697
677
662
643
626
607
589
569
549
529
507
487
466
444
424
Pr
13,7
9,52
7,02
5,42
4,31
3,54
2,98
2,55
2,21
1,95
1,75
1,58
1,43
1,32
1,23
1,17
1,10
1,05
1,01
Таблица П20. Свойства насыщенного водяного пара в зависимости от давления
4
0,5790
Удельная
энтальпия
жидкости i ' ,
кДж/кг
5
415,2
Удельная
энтальпия
пара i " ,
кДж/кг
6
2677
Удельная
теплота парообразования
r , кДж/кг
7
2264
1,457
0,6865
437,0
2686
2249
108,7
1,261
0,7931
456,3
2693
2237
1,6
112,7
1,113
0,898
473,1
2703
2227
1,8
116,3
0,997
1,003
483,6
2709
2217
2,0
119,6
0,903
1,107
502,4
2710
2208
3,0
132,9
0,6180
1,618
558,9
2730
2171
4,0
142,9
0,4718
2,120
601,1
2744
2141
5,0
151,1
0,3825
2,614
637,7
2754
2117
6,0
158,1
0,3222
3,104
667,9
2768
2095
7,0
164,2
0,2785
3,591
694,3
2769
2075
8,0
169,6
0,2454
4,075
718,4
2776
2057
Давление
(абсолютное)
Р, кгс/см2
Температура
t, C
Удельный
объем v, м3/кг
Плотность  ,
1
1,0
2
99,1
3
1,727
1,2
104,2
1,4
кг/м3
109
Продолжение табл. П20
1
9,0
2
174,5
3
0,2195
4
4,536
5
740,0
6
2780
7
2040
10,0
179,0
0,1985
5,037
759,6
2784
2024
11,0
183,2
0,1813
5,516
778,1
2787
2009
12,0
187,1
0,1668
5,996
795,3
2790
1995
13,0
190,7
0,1545
6,474
811,2
2793
1984
14,0
194,1
0,1438
6,952
826,7
2795
1968
15,0
197,4
0,1346
7,431
840,9
2796
1956
16,0
200,4
0,1264
7,909
854,8
2798
1943
17,0
203,4
0,1192
8,389
867,7
2799
1931
18,0
206,2
0,1128
8,868
880,3
2800
1920
19,0
208,8
0,1070
9,349
892,5
2801
1909
20,0
211,4
0,1017
9,83
904,2
2802
1898
Примечание: пересчет в СИ: 1 кгс/см2 = 9,81104 Па
110
Александр Михайлович Конахин
Ирина Александровна Конахина
РАСЧЕТ ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ
Учебное пособие по курсу
«Тепломассообменное оборудование предприятий»
(Кафедра Промышленной теплоэнергетики КГЭУ)
Редактор издательского отдела Н.А. Артамонова
Изд. лиц ИД №03480 от 08.12.00
Темплан издания 2006 г.
Подписано к печати
Формат 6084/16
Гарнитура “Times”
Вид печати РОМ
Бумага “Business”
Физ. печ. л. 1,5
Усл. печ. л. 1,60
Уч.-изд. л. 1,2
Тираж 1000
Заказ
Издательский отдел КГЭУ
420066, Казань, Красносельская, 51
Типография КГЭУ
420066, Казань, Красносельская, 51
111