Тепловой расчет вертикального кожухотрубчатого теплообменника

МИНИСТЕРСТВО  ОБРАЗОВАНИЯ  И НАУКИ РФ

ФЕДЕРАЛЬНОЕ БЮДЖЕТНОЕ  ГОСУДАРСТВЕННОЕ

ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ

ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО  ОБРАЗОВАНИЯ

МАРИЙСКИЙ ГОСУДАРСВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

 

 

 

 

 

Курсовая  работа

 на тему: «Тепловой расчет вертикального кожухотрубчатого теплообменника.»

 

 

 

 

 

 

Выполнила:

Студентка 3 курса, группы ТМ -31

Чепайкина С.Н.

Принял:к.т.н.доцент Новиков В.А.

 

 

 

 

Йошкар-Ола 2012

 

Техническое задание на курсовую работу

 

 

 

Студентке:  Чепайкиной Светлане, группы  ТМ-31  ,курса 3.

 

 

Произвести тепловой расчет вертикального кожухотрубчатого теплообменника для конденсации насыщенного пара бензола.

Исходные данные приведены в варианте № 4 к курсовой работе №3.

В число исходных данных входят:

- массовый расход бензола  G_б при атмосферном давлении;

- охлаждающий агент - вода с начальной температурой –t_в¹ и конечной –t_в¹¹;

- термическое сопротивление  поверхности теплообмена со стороны  бензола – 0,0001м²час*К/ккал, а со стороны воды - 0,0007м²*час*К/ккал;

- стальные трубки теплообменника  имеют наружный диаметр d_н=25мм и внутренний –d_вн=21мм;

- температура кипения  бензола при атмосферном давлении t_к=80,1⁰С, а скрытая теплота парообразования бензола – r=94,5ккал/кг;

- жидкий бензол отводится  при температуре конденсации  насыщенных паров;

- бензол в кожухотрубчатом теплообменнике конденсируется в межтрубном пространстве.

Тепловой расчёт теплообменника выполнить на основе параметров аппарата, выпускаемого серийно [1,2].

К защите курсовой работы подготовить расчётно-пояснительную  записку и эскизный чертёж подогревателя.

Рекомендуемая литература

1. Пособие по курсовой  работе по дисциплине “Теплотехника”.

2. П.Д. Лебедев, А.А.  Щукин. Теплоиспользующие установки  промышленных предприятий. “ЭНЕРГИЯ”.  М. 1999.

 

 

Срок сдачи законченной  курсовой работы  :  15.12.2012

Дата выдачи задания  : 15.11.2012

 

 

Содержание

 

Введение    …………………………………………………………………….4                                                                                                                     

2.Техническое задание на курсовую работу……………………….2

3. Теоретические основы тепловых процессов………………...6

3.1. Основные положения теплопроводности ……………………...................7

3.2. Основные положения конвективной теплоотдачи………………………9

3.3. Теория подобия………………………………………………………….....11

4 Тепловой расчёт кожухотрубчатого теплообменника……………………………………………………………………...18

4.1. Определяем основные параметры кожухотрубчатого теплообменника…………………………………………………………………………18

4.2. Тепловой расчет кожухотрубчатого теплообменника…………………………………………………………………………18

4.3.Выбор типа теплообменника……………………………………………….18

4.7.Эскиз теплообменного четырехходового аппарата ТН…………………..24

Заключение………………………………………………………………………25

5. Список использованной литературы………………………………………...26

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

 

Теплообменные аппараты чрезвычайно широко распространены в быту, промышленности и в науке. К ним относятся, например, отопительные приборы и элементы кондиционеров, радиаторы систем охлаждения транспортных двигателей, конденсаторы и котельные установки паровых турбин, теплообменники газотурбинных установок перекачки газа, теплообменные аппараты холодильных установок, теплообменники систем жизнеобеспечения в авиационной и космической технике.

В данной курсовой работе выполнены тепловые и компоновочные расчёты  теплообменного аппарата. При расчетах использовались: уравнение теплоотдачи Ньютона – Рихмана, уравнение теплопроводности плоской многослойной стенки, уравнение теплопередачи.  А также были выполнены расчеты коэффициентов теплоотдачи при течении жидкости и газа, а также при конденсации насыщенного пара на трубах и в каналах теплообменных аппаратов.

Цель  курсовой работы: закрепление теоретических знаний о распространении тепла в пространстве конвекцией, теплопроводностью и при теплопередаче; приобретение практических навыков в расчётах коэффициентов теплоотдачи при течении жидкостей и газов, а также при конденсации влажного насыщенного пара в теплообменных аппаратах; изучение правил и приёмов использования теории подобия в тепловых процессах; освоение методов расчёта теплообменных аппаратов; закрепление знаний в области устройства теплообменных аппаратов.

 

1.Задание на курсовую работу

 

Произвести тепловой расчет вертикального кожухотрубчатого теплообменника для конденсации  насыщенного пара бензола.

Исходные данные приведены в  варианте №4 к курсовой работе №3.

В число исходных данных входят:

- массовый расход бензола G_б при атмосферном давлении;

- охлаждающий агент - вода с  начальной температурой –t_в¹ и конечной –t_в¹¹;

- термическое сопротивление поверхности  теплообмена со стороны бензола  – 0,0001м²час*К/ккал, а со стороны воды - 0,0007м²*час*К/ккал;

- стальные трубки теплообменника  имеют наружный диаметр d_н=25мм и внутренний –d_вн=21мм;

- температура кипения бензола  при атмосферном давлении t_к=80,1⁰С, а скрытая теплота парообразования бензола – r=94,5ккал/кг;

- жидкий бензол отводится при  температуре конденсации насыщенных  паров;

- бензол в кожухотрубчатом теплообменнике  конденсируется в межтрубном  пространстве.

Тепловой расчёт теплообменника выполнить на основе параметров аппарата, выпускаемого серийно [1,2].

К защите курсовой работы подготовить расчётно-пояснительную  записку и эскизный чертёж подогревателя.

 

 

2.Исходные данные к курсовой работе.

 

Исходные данные к  курсовой работе №3 - тепловой расчет вертикального кожухотрубчатого теплообменника для конденсации насыщенного пара бензола приведены в таблице 1

Таблица 1. Исходные данные

Вариант   Параметр	3
Массовый расход насыщенных паров бензола при атмосферном давлении;                    кг/час	1180
Температура охлаждающей  воды на входе в подогреватель; 0С	27
Температура охлаждающей  воды на выходе из подогревателя; 0С	37

 

3. Основы инженерных тепловых и компоновочных расчётов теплообменных аппаратов.

 

3.1. Основные понятия и определения процессов переноса теплоты

 

“Теплопередача” – наука о самопроизвольном распространении теплоты в пространстве. Под распространением теплоты подразумевается обмен внутренней энергией между отдельными областями рассматриваемой среды. Перенос – распространение теплоты в теплообменных аппаратах чаще всего происходит двумя способами – теплопроводностью и конвекцией.

Теплопроводность – это молекулярный перенос теплоты в телах или между телами, происходящий в результате переменности температуры вещества в рассматриваемом пространстве.

В отличие от теплопроводности, конвекция – это перенос теплоты, происходящий при перемещении объёмов  жидкости или газа в пространстве из области с одной температурой в область с другой температурой. Из этого следует, что конвекция возможна только лишь в текучей среде.

Теплопроводность в  чистом виде существует лишь в твёрдых телах и, напротив, конвекция теплоты всегда сопровождается теплопроводностью. Совместный перенос теплоты конвекцией и теплопроводностью называется конвективным теплообменом. Например, в инженерных расчётах теплообменных аппаратов практически всегда возникает необходимость определить конвективный теплообмен между поверхностью твёрдого тела (матрицей теплообменника) и потоком жидкости или газа. Такой перенос теплоты называется конвективной теплоотдачей или теплоотдачей.

Процессы теплообмена  в теплообменных аппаратах могут  протекать и в чистых веществах  и в разных смесях, при изменении  и без изменения агрегатного  состояния вещества. Во всех этих случаях теплообмен протекает по особому и описывается различными уравнениями.

 

3.2. Основные положения теплопроводности; гипотеза Фурье

 

Ранее было отмечено, что  теплопроводность, как и другие виды переноса теплоты в пространстве, наблюдается только лишь в случае, когда в точках рассматриваемой области температура неодинакова. Поэтому важное значение в описании теплопроводности имеет понятие температурного поля и градиент температур поля.

Температурное поле – это совокупность значений температуры во всех точках рассматриваемого пространства в каждый момент времени. Совокупность точек пространства, имеющих одинаковую температуру, образует изотермическую поверхность. Из опыта известно, что наибольшее изменение температуры на единицу длины наблюдается в направлении нормалей к изотермической поверхности. Вектор, совпадающий с нормалью к изотермической поверхности, направленный в сторону возрастания температуры и численно равный производной от температуры по нормали, называется градиентом температуры:

grad(t) = n*∂t/∂n,

 

где:

n  - единичный вектор к изотермической поверхности, направленный в сторону большей температуры;

∂t/∂n - производная температуры по нормали.

Опытом установлено, что  коэффициент пропорциональности в  этом уравнении λ представляет собой физический параметр, характеризующий способность вещества “проводить” теплоту. Этот параметр λ называется коэффициентом теплопроводности.

Значения коэффициента теплопроводности различных веществ  и материалов приведены в многочисленных теплотехнических справочниках, а необходимые  для выполнения курсовой работы значения коэффициентов приведены в приложении к этому методическому пособию.

В инженерной и научной  практике часто используется понятие  плотности теплового потока или  мощности удельного теплового потока - q. Это понятие определяет количество теплоты, проходящей через единицу площади изотермической поверхности в единицу времени.

q = - λ*(∂t/∂n)

Из этого соотношения  видно, что коэффициент теплопроводности равен плотности теплового потока при градиенте температур равном 1°С/м, а размерность коэффициента теплопроводности – Вт/(м*°С) или ккал/(час*м*°С).

Количество теплоты  измеряется в тех же единицах, что  и энергия или работа – в  Дж или в ккал (1ккал = 427кгм = 4187Дж), а плотность теплового потока – соответственно в единицах мощности на квадратный метр – в Вт/м² или в ккал/(час*м²); (1 ккал/час = 1,1636кВт).

 

 

 

3.3. Основные положения конвективной теплоотдачи

 

3.3.1. Закон Ньютона - Рихмана

 

В расчётах теплоотдачи используют закон Ньютона – Рихмана. Этот закон представляет из себя зависимость для определения теплового потока, которым обмениваются твёрдая стенка и текучая среда (жидкость или газ). Тепловой поток - это количество теплоты, протекающее через какую либо поверхность в единицу времени. В соответствии с этим определением тепловой поток измеряется в единицах мощности – в Вт.

Итак, тепловой поток пропорционален элементарной площади поверхности соприкосновения жидкости и твёрдой стенки dF и разности температур твёрдой стенки и жидкости (газа):

dQ = α*(t_с – t_ж)*dF,

В этой зависимости:

t_с и t_ж – локальная (местная) температура твёрдой поверхности и температура текучей среды (жидкости или газа) соответственно. Разность этих температур называют температурным напором;

α – коэффициент пропорциональности, который называют коэффициентом теплоотдачи.

Из уравнения Ньютона  – Рихмана несложно сформулировать физическое определение коэффициента теплоотдачи как плотность теплового  потока q между поверхностью твёрдого тела и текучей средой при температурном напоре равном 1°С. Размерность коэффициента теплоотдачи Вт/(м²*°С) или ккал/(час*м²*°С).

В инженерных расчётах теплообменных  аппаратов нередко используют средние  интегральные по поверхности величины коэффициентов теплоотдачи и  температурного напора и тогда уравнение Ньютона – Рихмана может быть записано не в дифференциальной, а в конечной форме:

Q = α*(t_с – t_ж)*F.

Такой подход кардинальным образом упрощает расчёты курсовой работы. Однако и в этом случае сохраняется проблема – сложность определения коэффициента теплоотдачи.

В общем случае коэффициент  теплоотдачи зависит от большого количества различных факторов и  параметров. Коэффициент теплоотдачи  зависит от формы и размеров тела, соприкасающегося с движущейся средой, режима движения текучей среды, её скорости, температуры и физических параметров. Достаточно заметить, что аналитическое решение задач о теплоотдаче имеет решение только лишь в небольшом количестве достаточно простых случаев для тел простейшей формы. Но и эти решения зачастую получают, используя упрощенные представления о характере движения текучей среды.

Перечисленные проблемы вынуждают обратиться к экспериментальному исследованию теплоотдачи, Однако, и  в этом случае возникает сложная  проблема, связанная с огромным разнообразием случаев теплообмена. Выход из этой сложной ситуации был найден с помощью теории моделирования процессов теплообмена – теории подобия.

 

3.3.2. Теория подобия.

 

3.3.2.1. Основные положения теории подобия

 

Конвективный теплообмен описывается достаточно сложными дифференциальными уравнениями. Действительно, при переносе теплоты перемещением масс вещества в пространстве происходит соприкосновение частиц вещества. Это приводит к дополнительному переносу теплоты теплопроводностью. Следовательно, уравнение энергии (уравнение распространения теплоты в пространстве) должно включать в себя и перенос теплоты в результате перемещения масс вещества, и перенос теплоты теплопроводностью. Перемещение масс вязкого вещества, в свою очередь, описывается достаточно сложным уравнением движения вещества. Из представления о том, что жидкости и газы представляют собой сплошные среды, вытекает необходимость дополнения уравнений энергии и движения вещества при конвекции уравнением неразрывности (уравнением сплошности).

Эти три уравнения описывают бесконечно большое количество случаев конвективного теплообмена. Задача инженера - расчётчика заключается в том, чтобы описать однозначно рассматриваемый процесс. Для этого необходимо дополнить упомянутые уравнения рядом условий однозначности. В их числе:

1 Геометрические условия,  характеризующие форму и размеры  обтекаемого жидкостью (газом)  тела. Эти параметры, как известно, влияют на режим движения текучей  среды.

2. Физические свойства  текучей среды, влияющие как  на режим её течения, так и на перенос теплоты теплопроводностью.

3. Начальные условия,  характеризующие состояние рассматриваемого  объекта в начальный момент  времени. Для стационарных задач необходимость этого условия отсутствует, т.к. отсутствует изменение поля скоростей текучей среды во времени.

4. Граничные условия,  определяющие теплообмен на границах между текучей средой и твёрдым телом.

Описанная выше система  дифференциальных уравнений совместно  с условиями однозначности и  представляет собой математическую модель конкретной задачи теплоотдачи. Теперь понятно, что решение задачи теплоотдачи в такой постановке зачастую превращается в практически неразрешимую проблему.

Число Нуссельта или  безразмерный коэффициент теплоотдачи (Nu)

Nu = α*l/λ,

где:

l – характерный геометрический размер твёрдой стенки, определяемый по своей зависимости в каждом рассматриваемом процессе теплоотдачи.

В задачах о теплоотдаче  число Нуссельта является искомой  величиной, т.к. в него входит необходимый  для расчёта теплообменного аппарата коэффициент теплоотдачи.

Безразмерный комплекс (Re)

Re = w*l/ν = w*l*ρ/µ

называют числом Рейнольдса.

В это соотношение  входят:

w – скорость текучей  среды;

ν и µ - коэффициенты кинематической и динамической вязкости жидкости (газа) соответственно.

Число Рейнольдса представляет собой отношение сил инерции, действующих в жидкости (газе), к силам вязкости. Это число достаточно полно характеризует режим течения жидкости.

Безразмерную величину

Pr = µ*c_p/λ,

в которой с_p – удельная массовая теплоёмкость текучей среды, называют числом Прандтля. Это число состоит только лишь из физических параметров жидкости (газа) и потому и само число Прандтля представляет собой физическую характеристику вещества.

 

3.4. Основные положения теплового и компоновочного расчётов теплообменных аппаратов

 

3.4.1. Основные понятия и определения, формулировка задачи

 

. Рекуператоры – это  теплообменники, в которых две  текучие среды, имеющие разные температуры, обмениваются теплотой через разделяющую их стенку. Эти среды - теплоносители - могут быть как жидкими, так и газообразными веществами. В процессе переноса теплоты они могут сохранять, но могут и изменять своё фазовое состояние – в теплообменном аппарате может происходить процесс кипения жидкости или процесс конденсации газа.

Процессы в теплообменных аппаратах могут происходить как стационарные, так и нестационарные – неустановившиеся. В предлагаемых курсовых работах рассматриваются стационарные рекуператоры.

В рекуперативных теплообменниках  процесс распространения теплоты  в пространстве осуществляется теплопередачей. Каждый из двух текучих теплоносителей при движении в теплообменнике обменивается теплотой с его стенкой в результате конвективной теплоотдачи, а через стенку теплота распространяется теплопроводностью. Таким образом, одно из уравнений, описывающих процесс распространения теплоты в рекуператоре – это уравнение теплопередачи.

3.4.2. Уравнение теплового баланса

 

В теплообменных аппаратах, как  правило, изменение давления по ходу движения теплоносителя невелико. Так  проектируют теплообменники из-за стремления уменьшить расходы энергии на их эксплуатацию. В то же время, из курса “Термодинамики” известно, что в изобарном процессе (давление теплоносителя неизменно) подведенная (отведенная) теплота изменяет энтальпию теплоносителя

dQ = G*di

В этом уравнении

Q – тепловой поток (Дж/c);

G – массовый расход теплоносителя  (кг/с);

i – удельная энтальпия  теплоносителя (Дж/кг).

Интегрируя это уравнение, получим для всего процесса теплопередачи

Q = G*(i'' - i').

Здесь и далее обозначения параметров со штрихом относятся к параметрам теплоносителя перед теплообменником (на входе), а с двумя штрихами – после теплообменника (на выходе).

Так как в теплообменном  аппарате теплота от горячего теплоносителя  воспринимается холодным теплоносителем, то уравнение теплового баланса  запишется так:

Q = G₁*(i'₁ – i''₁) = G₂*(i''₂ - i'₂).

Здесь и далее подстрочный индекс 1 относится к параметрам горячего теплоносителя, а индекс 2 – к параметрам холодного теплоносителя.

Полагая, что удельная массовая теплоёмкость теплоносителя  величина неизменная и используя  известное из “Термодинамики” соотношение

i = c_p*t,

получим

C₁/C₂ = (t''₂ - t'₂)/(t'₁ - t''₁)

В этом уравнении С₁ = G₁*с_p1 и С₂ = G₂*с_p2 – полная теплоёмкость массового расхода теплоносителя или его водяной эквивалент.

Последнее уравнение  показывает, что отношение изменений  температур однофазных теплоносителей в теплообменнике обратно пропорционально отношению водяных эквивалентов теплоносителей. Для случая однофазных теплоносителей уравнение теплового баланса используется в приведенном виде.

Для случая, когда один из теплоносителей претерпевает в теплообменнике фазовый переход от степени сухости 1 до степени сухости пара 0 (при полной конденсации насыщенного влажного пара), уравнение теплового баланса принимает следующий вид:

Q = G₁*r = G₂*c_p2*(t''₂ - t'₂),

где r – скрытая теплота  парообразования теплоносителя.

 

3.4.3. Уравнение теплопередачи

 

Из самого определения процесса теплопередачи ясно, что уравнение теплопередачи должно быть получено совместным решением двух уравнений конвективной теплоотдачи и уравнения распространения тепла через плоскую стенку. В некоторых курсовых работах следует использовать уравнение теплопроводности многослойной стенки (для учета загрязнений и других отложений на поверхностях стенки).

Решение этой системы  уравнений в дифференциальной форме  имеет вид [4]

dQ = k*Δt*dF

В этом уравнении:

Q – тепловой поток  (Вт);

k –коэффициент теплопередачи (Вт/(м²*К));

Δt – локальный температурный  напор на элементарном участке поверхности  теплообмена dF.

Коэффициент теплопередачи  определяется по зависимости

k = 1/(1/α₁ + R + 1/α₂),

в которой 

α₁ и α₂ – коэффициенты теплоотдачи горячего и холодного теплоносителей, а R – термическое сопротивление многослойной (однослойной) стенки.

Понятно, что для определения  общего теплового потока (теплопроизводительности  теплообменника) необходимо проинтегрировать это уравнение. Коэффициент теплопередачи изменяется в теплообменных аппаратах, как правило, незначительно и, поэтому, при интегрировании уравнения теплопередачи его принимают постоянным. А вот локальный температурный напор изменяется вдоль теплопередающей поверхности значительно. Поэтому, уравнение теплопередачи в расчётах используется в несколько изменённом виде, путём применения среднеинтегрального температурного напора. Понятно, для того, чтобы проинтегрировать температурный напор по площади поверхности теплообмена, необходимо предварительно определить закон изменения напора вдоль по поверхности. Изменение температурного напора вдоль по поверхности теплообмена рекуператора зависит от схемы движения теплоносителей и от соотношения водяных эквивалентов теплоносителей.

 

 

4

α₁ и α₂ – коэффициенты теплоотдачи горячего и холодного теплоносителей, а R – термическое сопротивление многослойной (однослойной) стенки.

Понятно, что для определения  общего теплового потока (теплопроизводительности  теплообменника) необходимо проинтегрировать это уравнение. Коэффициент теплопередачи изменяется в теплообменных аппаратах, как правило, незначительно и, поэтому, при интегрировании уравнения теплопередачи его принимают постоянным. А вот локальный температурный напор изменяется вдоль теплопередающей поверхности значительно. Поэтому, уравнение теплопередачи в расчётах используется в несколько изменённом виде, путём применения среднеинтегрального температурного напора. Понятно, для того, чтобы проинтегрировать температурный напор по площади поверхности теплообмена, необходимо предварительно определить закон изменения напора вдоль по поверхности. Изменение температурного напора вдоль по поверхности теплообмена рекуператора зависит от схемы движения теплоносителей и от соотношения водяных эквивалентов теплоносителей.

 

 

Тепловой расчёт кожухотрубчатого теплообменника

Задание. Произвести тепловой расчет вертикального кожухотрубчатого теплообменника для конденсации насыщенного пара бензола с расходом G_б=1000кг/час при атмосферном давлении.

Жидкий бензол отводится  при температуре конденсации  насыщенных паров. Охлаждающий агент - вода с начальной температурой – t_в¹=22⁰С и конечной –t_в¹¹=32⁰C. Термическое сопротивление поверхности теплообмена со стороны бензола – 0,0001м²час*К/ккал, а со стороны воды - 0,0007м²*час*К/ккал. Бензол в кожухотрубчатом теплообменнике конденсируется в межтрубном пространстве. Стальные трубки теплообменника имеют наружный диаметр d_н=25мм и внутренний –d_вн=21мм. Температура кипения бензола при атмосферном давлении t_к=80,1⁰С, а скрытая теплота парообразования бензола – r=94,5ккал/кг.

Решение.

1. Определяем  основные параметры кожухотрубчатого  теплообменника.

Больший температурный  напор    ∆t_б = t_к - t_в¹ = 80,1-21 = 59,1⁰С

Меньший температурный  напор     ∆t_м= t_к - t_в¹¹ = 80,1-31 = 41,1⁰С

Среднелогарифмический напор

 

∆t=(∆t_б-∆t_м)/ℓn(∆t_б/∆t_м)= (59,1-49,1)/ℓn(59,1/49,1)=55,5⁰С

 

Средняя температура  охлаждающей воды

 

t_в = t_к - ∆t=80,1 – 55,5 = 24,6⁰С

 

Тепловая нагрузка (теплопроизводительность)

 

Q=G_бr=1375*94,5=129937,5ккал/час=129937,5*427*9,81/3600 = 151192Вт ≈ 151кВт

 

Здесь:

r = 94,5ккал/кг - скрытая  теплота парообразования бензола  при атмосферном давлении;

G_б = 1375кг/час – массовый расход бензола (задано).

 

Массовый расход охлаждающей воды

 

G_в =Q/c_р(t_в¹¹-t_в¹) =129937,5/(1*(31-21)) = 12993,75кг/час.

 

Здесь с_р= 1ккал/кг*К – теплоёмкость воды при средней температуре t_в=27,2⁰С.

2. Тепловой расчет кожухотрубчатого теплообменника.

2.1. Выбор типа теплообменника.

Из всех приведенных  в таблице №7 (Приложение) четырехходовых теплообменников (рис.4, Приложение) наименьшее количество трубок имеет один теплообменник, у которого общее число трубок равно n=100 и, следовательно, число трубок в одном ходе равно 25.

Выбираем для расчета  именно такой теплообменник, т.к. у  него наибольшая скорость воды в трубках, наибольшее число Рейнольдса и, следовательно, наибольший коэффициент теплоотдачи к воде.