Расчет теплообменного аппарата. 2

Исходное задание на расчет курсового  проекта

 

Необходимо произвести тепловой и  конструктивный расчет отопительного пароводяного подогревателя горизонтального типа и секционного водоводяного подогревателя производительностью Q = 3,96*10⁶ Вт. Температура нагреваемой воды при входе в подогреватель t₂’= 75°С и при выходе t₂’’ = 95°С. Температура сетевой воды при входе в водоводяной подогреватель t₁’ = 135°C и при выходе t₁’’ = 80°C. Влияние загрязнения поверхности нагрева подогревателя и снижение коэффициента теплопередачи при низких температурах воды учесть понижающим коэффициентом b=0,65.

 

Для расчета отопительного пароводяного подогревателя приняты следующие дополнительные данные:

• давление сухого насыщенного водяного пара р = 4,0 ат ,t_н = 142,9°С ([1],стр. 425,приложение 5);
• температура конденсата, выходящего из подогревателя, t_к = t_н;
• число ходов воды z = 2;
• поверхность нагрева выполнена из латунных труб (l = 90 ккал/м·ч·град) диаметром d_внутр = 14 мм, d_наруж = 16мм.

Загрязнение поверхности учесть дополнительным тепловым сопротивлением d_з/l_з = 0,0005 м²·ч·град/ккал.

В обоих вариантах скорость воды w_т (в трубках) принять по возможности близкой к 0,9 м/сек.

Для упрощения расчета принять r_в = 1000 кг/м³.

На основе расчетов выбрать аппараты, выпускаемые серийно, и сделать  сопоставление полученных результатов.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1.2 Расчет пароводяного подогревателя.

Исходные  данные:

Температура нагреваемой воды при входе в подогреватель t₂^/= 75 °С, давление сухого насыщенного водяного пара р= 4 ат (t_н= 142,9 °С); мощность Q=3,4*10⁶ ккал/час, Q=3,96*10⁶ Вт )

 

Расчет:

Определим расход воды с=1 ккал/кг ( с=4,187 кДж/кг):

170000  (кг/ч)

или V =170 м³/ч.

Число трубок в одном ходе:

(шт.)

где d_в – внутренний диаметр теплообменных труб (из дополнительных данных).

Общее число трубок в корпусе:

(шт.)

 

Рисунок 1 – Размещение трубок в трубной  решетке трубчатого подогревателя:

а –  по вершинам равносторонних треугольников;

б – по концентрическим  окружностям.

Принимая шаг трубок ([email protected]_Н) s = 25 мм, угол между осями трубной системы a = 60° и коэффициент использования трубной решетки Y = 0,7, определим диаметр корпуса:

(м) = 426 (мм)

Определим также диаметр корпуса  по Таблице 1.5 Приложения 1 и Рисунку 1 при ромбическом размещении трубок.

Для числа трубок n = 184 находим в Таблице 1.5 значение D’/s = 14 и, следовательно, D’ = 14·25 = 350(мм).

Диаметр корпуса составит:

D = D’+d_н+2k=350+16+2·20=406 (мм), где d_Н –наружный диаметр трубки,

где k – "зазор" между периферийной трубкой и диаметром корпуса

k » (0,8-1)s

Принимаем для  корпуса подогревателя трубу  диаметром 436/414 мм.

Приведенное число трубок в вертикальном ряду:

(шт.)

 

Определим коэффициент теплоотдачи a_п от пара к стенке.

Температурный напор:

(°С)

Средние температуры воды и стенки:

(°С)

(°С)

Режим течения пленки конденсата определяем по приведенной длине трубки (критерий Григулля) для горизонтального подогревателя, равной:

,

где т – приведенное число  трубок в вертикальном ряду, шт.;

      d_н – наружный диаметр трубок, м;

      А₁ – температурный множитель, значение которого выбирается по таблице 1:

(°С)

(1/(м·град))

При t_н = 142,9°С имеем A₁  = 97,9 (1/(м·град), тогда L = 12·0,016·29,9·97,9 = = 562, т. е. меньше величины L_кр = 3900 (для горизонтальных труб), следовательно, режим течения пленки ламинарный.

Для этого режима коэффициент теплоотдачи  от пара к стенке на горизонтальных трубках может быть определен  по преобразованной формуле Д. А. Лабунцова:

При t_н = 142,9°С по таблице 1 находим множитель A₂ = 8243, тогда:

(ккал/(м²·ч·град)) ,  6008 .

 

Определяем коэффициент теплоотдачи  от стенки к воде:

Режим течения воды в трубках  турбулентный, так как:

,

где n – коэффициент кинематической вязкости воды (по справочнику); n = 0,353·10^-6м²/c при средней температуре воды t = 83,2°С ([2],стр. 321, табл П-4).

Таблица 1. Значения температурных множителей в формулах для определения коэффициентов теплоотдачи

Конденсирующийся пар					Вода при турбулентном движении
Температу-ра насыщения, tн, °С	A1	А2	А3	A4·103	Температура t, оС	A5
70	27,1	–	–	4,91	70	2490
80	34,5	7225	10439	5,68	80	2616
90	42,7	7470	10835	6,48	90	2740
100	51,5	7674	11205	7,30	100	2850
110	60,7	7855	11524	8,08	110	2957
120	70,3	8020	11809	8,90	120	3056
130	82,0	8140	12039	9,85	130	3150
140	94,0	8220	12249	10,8	140	3235
150	107	8300	12375	11,8	150	3312
160	122	8340	12469	12,9	160	3385

 

Коэффициент теплоотдачи при турбулентном движении воды внутри трубок:

где d_э = d_в.

При t = 83,2°С по таблице 1 множитель A₅=2656, следовательно:

(ккал/(м²·ч·град)), 7270

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

=1612 ккал/(м²·ч·град)

 Уточненное значение температуры стенки трубок:

(°С)

Поскольку уточненное значение t_ст мало отличается от принятого для предварительного расчета, то пересчета величины a_п не производим (в противном случае, если отличие в данных температурах более 3%, необходимо производить пересчет до достижения данной точности).

Расчетная поверхность нагрева:

(м²)

Ориентируясь  на полученную величину поверхности  нагрева и на заданный в условии  диаметр латунных трубок d = 14/16мм, выбираем пароводяной подогреватель горизонтального типа конструкции Я. С. Лаздана (Рисунок 1.1, Таблица 1.1) с поверхностью нагрева F =13,75 м², площадью проходного сечения по воде (при z = 2) f_т = 0,0132м², количеством и длиной трубок 172×1600 мм, числом рядов трубок по вертикали т = 12 . Основные размеры подогревателя приведены в Таблице 1.2.

Уточним скорость течения воды w в трубках подогревателя:

(м/с)

Поскольку активная длина трубок l =1600 мм, длина хода воды L = l·z = 1600·2 = 3200 (мм).

Определяем гидравлические потери в подогревателе. Коэффициент гидравлического  трения при различных режимах  течения жидкости и различной  шероховатости стенок трубок можно  подсчитать по формуле А. Д. Альтшуля:

,

где k₁ – приведенная линейная шероховатость, зависящая от высоты выступов, их формы и частоты.

Принимая k₁ = 0 (для чистых латунных трубок), формулу можно представить в более удобном для расчетов виде (для гидравлически гладких труб):

Уточняем критерий Рейнольдса:

Используя Таблицу 2, по известной величине Re находим l_т = 0,0199.

Потерю давления в подогревателе  определяем с учетом дополнительных потерь от шероховатости в результате загрязнений труб по таблице 3 и потерь от местных сопротивлений по Таблице 4.

 

 

Таблица 2. Значения l_T = f(Re) для гидравлически гладких труб

 

Re·10-3	lт	Re·10-3	lт	Re·10-3	lт	Re·10-3	lт
10	0,0303	80	0,0184	200	0,0153	340	0,0139
20	0,0253	90	0,0179	220	0,0150	360	0,0137
30	0,0230	100	0,0175	240	0,0147	380	0,0135
40	0,0215	120	0,0168	260	0,0146	400	0,01345
50	0,0205	140	0,0164	280	0,0144
60	0,0197	160	0,0160	300	0,0142
70	0,0190	180	0,0156	320	0,0140

Таблица 3. Значение коэффициента загрязнения труб х_ст

 

Материал труб и состояние их поверхности	хст
Медные и латунные чистые гладкие  трубы	1,0
Новые стальные чистые трубы	1,16
Старые (загрязненные) медные или латунные трубы	1,3
Старые (загрязненные) стальные трубы	1,51 – 1,56

 

Для условий проектируемого теплообменника по таблице 3 для загрязненных латунных труб х_ст = 1,3, а по таблице 4 коэффициенты местных сопротивлений имеют следующие значения:

 

Наименование детали	x
Вход в камеру	1,5·1 = 1,5
Вход в трубки	1,0·2 = 2,0
Выход из трубок	1,0·2 = 2,0
Поворот на 180°	2,5·1 = 2,5
Выход из камеры	1,5·1 = 1,5

Таблица 4. Коэффициенты местного сопротивления x арматуры и отдельных элементов теплообменного аппарата

 

Наименование детали	x
Вентиль проходной d = 50мм при полном открытии	4,6
То же d = 400мм	7,6
Вентиль Косва	1,0
Задвижка нормальная	0,5 – 1,0
Кран проходной	0,6 – 2,0
Угольник 90°	1,0 – 2,0
Колено гладкое 90°, R = d	0,3
То же, R = 4d	1,0
Входная или выходная камера (удар и  поворот)	1,5
Поворот на 180° из одной секции в  другую через промежуточную камеру	2,5
То же через колено в секционных подогревателях	2,0
Вход в межтрубное пространство под  углом 90 ° к рабочему потоку	1,5
Поворот на 180° в U-образной трубке	0,5
Переход из одной секции в другую (межтрубный поток)	2,5
Поворот на 180° через перегородку  в межтрубном пространстве	1,5
Огибание перегородок, поддерживающих трубы	0,5
Выход из межтрубного пространства под  углом 90°	1,0

 

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