Расчет теплообменного аппарата

 

Потеря давления в подогревателе (при условии w = const):

(мм вод. ст.)

Гидравлическое сопротивление  пароводяных подогревателей по межтрубному  пространству, как правило, не определяется, так как его величина вследствие небольших скоростей пара (до 10м/с) очень мала.

1.3 Расчет секционного водоводяного подогревателя.

Исходные  данные:

Температура сетевой  воды при входе в водоводяной  подогреватель t₁^/=135°C; мощность Q = 3,96*10⁶ Вт; коэффициент теплопроводности латуни                l=90 ккал/м*ч*град, l=105 .

 

Расчет:

Определим расходы сетевой воды и воды, нагреваемой в межтрубном пространстве:

(кг/ч)         или V_m =42,2 м³ /ч;

(кг/ч)            или V_m = 86,4 м³ /ч.

Площадь проходного сечения трубок (при заданной в условии расчета  скорости течения воды в трубках  w=1 м/с):

(м²)

Выбираем подогреватель МВН 2050-62 (Рисунок 1.2). Согласно Таблице 1.3 он имеет: наружный диаметр корпуса 168 мм и внутренний – 158 мм, число стальных трубок (размером 16×1,4мм (т.е. d_H=16 мм d_B=13.2 мм)) n = 37 шт., площадь проходного сечения трубок f_т = 0,00507м², площадь проходного сечения межтрубного пространства f_мт = 0,0122 м².

Скорость воды в трубках и  в межтрубном пространстве:

(м/с)

(м/с)

Таким образом, в результате расчета  совершенно случайно получены одинаковые скорости воды (w_т=w_мт).

Эквивалентный диаметр для межтрубного  пространства:

(м)

Средняя температура воды в трубках:

(°С)

При этой температуре температурный  множитель, необходимый для дальнейших  расчетов  (по Таблице 2),     A_5т »2960.

Средняя температура воды между  трубками:

(°С)

При этой температуре температурный  множитель (по Таблице 1) A_5мт»2650.

Режим течения воды в трубках (при  t₁ = 108°С ν_т = 0,271·10^-6м²/с ([2],стр. 321, табл П-4)) и межтрубном пространстве (при t = 85°С ν_мт = 0,357·10^-6м²/с ([2],стр. 321, табл П-4)) турбулентный, так как:

Коэффициенты  теплоотдачи (для турбулентного  режима течения воды):

Коэффициент теплоотдачи при турбулентном движении воды внутри трубок и в межтрубном пространстве:

(ккал/(м²·ч·град)),      где d_э = d_в.

(ккал/(м²·ч·град))

Расчетный коэффициент теплопередачи (коэффициент теплопроводности латуни l = 39 ккал/(м·ч·град) определяем по формуле для плоской стенки, так как ее толщина меньше 2,5мм:

 ккал/(м²·ч·град), 2662 .

Температурный напор:

(°С)

Поверхность нагрева подогревателя:

(м²)

Длина хода по трубкам при среднем  диаметре трубок d = 0,5·(0,016+0,0132) = 0,0146 (м):

(м)

Число секций (при длине одной  секции l_т = 4 м):

 секции; принимаем 4 секции.

Уточненная поверхность нагрева  подогревателя согласно технической  характеристике выбранного аппарата составит:

(м²)

Действительная длина хода воды в трубках и межтрубном пространстве L_т = 4·4 = 16 (м), L_мт = 3,5·4 = 14 (м) (при подсчете L_мт расстояние между патрубками входа и выхода сетевой воды, равное 3,5м, выбрано из конструктивных соображений).

Определяем гидравлические потери в подогревателе. Коэффициенты гидравлического  трения для трубок и межтрубного  пространства определяем по формуле Альтшуля при k = 0,3·10^-3мм (для бесшовных стальных труб изготовления высшего качества):

 

Коэффициенты  местных сопротивлений для потока воды в трубках, принимаем по Таблице 5.

 

Вход в трубки	1,5·4 = 4,5
Выход из трубок	1,5·4 = 4,5
Поворот в колене	0,5·3 = 1,0
	Sξ = 13,5

 

Отношение сечений входного или  выходного патрубка f_мт/f_патр = 1.

Суммарный коэффициент местных  сопротивлений для потока воды в  межтрубном пространстве определяется из выражения:

Потери давления в подогревателе  с учетом дополнительных потерь х_ст от шероховатости (для загрязненных стальных труб по Таблице 3 принимаем х_ст = 1,51):

(мм вод. ст.)

Потери в межтрубном пространстве подсчитываются по аналогичной формуле, но лишь в том случае, когда сумма значений коэффициентов местных сопротивлений Sx_мт определена по указанной выше формуле, в противном случае расчет потерь Dp_мт значительно усложняется.

(мм вод. ст.)

Сведем полученные результаты в Таблицу 6 и сравним их между собой.

Таблица 5. Расчетные данные кожухотрубчатого и секционного водоводяного теплообменников

 

Тип теплообменника	Коэффициент теплопередачи k, ккaл/(м2·ч· грaд)	Темпера-турный напор Dt, °С	Поверх-ность нагрева F, м2	Диаметр корпуса D, м	Длина корпуса L, м	Гидравлическое сопротивление Dp, м вод. ст.	Число ходов z
Кожухотрубчатый	1612	57,3	13,95	0,406	1,8	1,268	2
	2662	26,1	27,4	0,168	4,36	7,250	4

 

Вывод.

Сравнение показывает, что для данных условий кожухотрубчатый теплообменник  имеет те преимущества, что он более  компактен и гидравлическое сопротивление  его меньше.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Часть вторая

Учебно-исследовательский  раздел

2.1 Подбор критериальных уравнений.

 

Подберем  критериальные уравнения для  имеющих место случаев теплообена в теплообменных аппаратов, определим  коэффициенты теплоотдачи и теплопередачи.

 

Для секционного водоводяного подогревателя

естественная конвекция, не наличествует фазовый переход, режим течения  турбулентный, поверхность цилиндрическая.

Для расчета  среднего коэффициента теплоотдачи  при развитом турбулентном движении в прямых гладких трубах и в  межтрубном пространстве воспользуемся  критериальным уравнением, рекомендованным  М. А. Михеевым ([3],стр. 433):

Nu_жd = 0,021∙Re_жd^0,8∙Pr_ж^0,43∙( Pr_ж/Pr_c) ^0,25∙ξ_l, отсюда

α = 0,042∙Re_жd^0,8∙Pr_ж^0,43∙( Pr_ж/Pr_c) ^0,25∙λ/d∙ξ_l.

За определенную температуру принята средняя  температура потока, за определяющий размер – диаметр круглой трубы. Формулы применимы в пределах:

Re_жd = 1∙10⁴ ÷ 5∙10⁶ и Pr_ж = 0,6 ÷ 2500.

Величина  Pr_c выбирается по средней температуре поверхности стенки.

Средний поправочный коэффициент ξ_l = 1, так как l/d > 50.

 

Физиченские свойства теплоносителей:

- физические  свойства греющей воды при  средней температуре t₁=108^оС=381К:

критерий  Прандтля Pr_ж1 = 1,6; коэффициент теплопроводности λ₁=0,685 . ([2],стр. 321, табл П-4)

- физические  свойства нагреваемой воды при  средней температуре t₁=82,5^оС=355,5К:

критерий  Прандтля Pr_ж2 = 2,15; коэффициент теплопроводности λ₂=0,676 .

 

Из первой части:

число Рейнольдса для греющей воды Re₁ = 92300

число Рейнольдса для нагреваемой воды Re₂ =123200

характерный размер d₁ = 0,0132 м (внутренний диаметр внутр. трубок)

характерный размер d₂ = d_э = 0,02 м (эквивалентный размер для межтрубного пространства)

Температуру стенки принимаем

(°С), при этой температуре  Pr_ст1 = 1,83.

 

Таким образом

коэффициент теплопередачи α₁ от греющей воды к стенке трубы

α₁ = 0,042∙Re₁^0,8∙Pr_ж1^0,43∙( Pr_ж1/Pr_cт1) ^0,25∙λ₁/d₁∙ξ_l =

= 0,042∙92300^0,8∙1,6^0,43∙( )^0,25∙ = 14194

коэффициент теплопередачи α₂ от стенки трубы к нагреваемой воде

α₂ = 0,021∙Re₂^0,8∙Pr_ж2^0,43∙( Pr_ж2/Pr_cт2) ^0,25∙λ₂/d₂∙ξ_l =

= 0,021∙123200^0,8∙2,15^0,43∙( )^0,25∙ = 11725 .

 

Коэффициент теплопередачи для аппарата определяем по формуле для плоской стенки, так как ее толщина меньше 2,5мм:

3479 .

 

Для пароводяного подогревателя

естественная конвекция, не наличествует фазовый переход, режим течения  жидкости в трубе турбулентный и  пленки конденсата по поверхности теплообмена  – трубе ламинарный , конденсация пленочная, поверхность цилиндрическая, горизонтальная.

 

1.Для  расчета среднего коэффициента  теплоотдачи при развитом турбулентном  движении в прямых гладких  трубах от стенки трубы к  нагреваемой воде воспользуемся  критериальным уравнением, рекомендованным  М. А. Михеевым:

Nu_жd = 0,021∙Re_ж1^0,8∙Pr_ж1^0,43∙( Pr_ж1/Pr_cт1) ^0,25∙ξ_l, отсюда

α₁ = 0,021∙Re_ж1^0,8∙Pr_ж1^0,43∙( Pr_ж1/Pr_cт1) ^0,25∙λ₁/d₁∙ξ_l.

За определенную температуру принята  средняя температура в сечении  трубы, за определяющий размер – диаметр  круглой трубы.

 

Физические  свойства нагреваемой воды при средней  температуре t₁=85,6^оС=356,2К:

критерий  Прандтля Pr_ж1 = 2,13; коэффициент теплопроводности λ₁=0,677 .

 

Из первой части:

температура стенки t_ст = 114 (°С), при этой температуре Pr_ст1 = 1,56.

характерный размер d₁ = d_э = 0,014 м.

число Рейнольдса для нагреваемой воды Re₁ = 57060.

Таким образом

α₁ = 0,042∙Re₁^0,8∙Pr_ж1^0,43∙( Pr_ж1/Pr_cт1) ^0,25∙λ₁/d₁∙ξ_l = 0,021∙57060^0,8∙2,13^0,43∙( )^0,25∙ =13856 .

 

2. Для расчета среднего коэффициента теплоотдачи при ламинарном движении от пара к стенке на горизонтальных трубках может быть определен по формуле, предложенной Нуссельтом ([3],стр. 400):

,

где   - ускорение свободного падения;

- теплопроводность  жидкости;

- теплота  парообразования;

- плотность  жидкости;

- кинематическая  вязкость жидкости;

- температура  насыщенного пара;

- температура  поверхности стенки;

- наружный  диаметр трубы (d = 0,016м).

 

Физические  параметры конденсата:

  при средней температуре пленки  конденсата 

(°С):

= 0,686 ;

= 0,237∙10^-6 ;

= 0,255796 = 936,4

при температуре насыщения  =142,9°С:

= 2134 .

 

Таким образом, имеем

= 11065

Коэффициент теплопередачи (с учетом дополнительного теплового сопротивления d_з/l_з) определяем по формуле для плоской стенки, так как ее толщина меньше 2,5мм:

,

 

Результаты сведем в таблицу

 

Коэффициент теплоотдачи a (Вт/м2 0С)	Kурсовая работа, (часть 1) (Отраслевой расчет)	По критериальным уравнениям
Пароводяной т.о. аппарат
a от т.носителя к трубке	6008	11065
a от трубки к т.носителю	7270	8307
К (коэфф. теплопередачи)	1612	1388
Водоводяной т.о. аппарат
a от т.носителя к трубке	13743	13856
a от трубки к т.носителю	11245	11065
К (коэфф. теплопередачи)	2662	2387