Теплогидравлический расчет пластинчатых теплообменных аппаратов

 

САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ  ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ  УНИВЕРСИТЕТ

Энергомашиностроительный  факультет

Кафедра промышленной теплоэнергетики

Отдел заочного обучения

 

 

 

 

РЕФЕРАТ

 

            на тему:     Теплогидравлический расчет пластинчатых

                                              теплообменных аппаратов.

 

            по дисциплине: Тепломассообменное оборудование

 

 

 

 

Выполнил: студент гр.з  3038/24 _____________________/ ___________ /                                                                            (И. О. Фамилия)

Проверил:                       ____________/ А.А.Калютик /                                                                             (И. О. Фамилия)

 

 

                                                        Санкт-Петербург

                                                                           2012 г.

                                                 СОДЕРЖАНИЕ :

 

ВВЕДЕНИЕ.

1.ПЛАСТИНЧАТЫЕ  ТЕПЛООБМЕННИКИ .

2.РАСЧЕТЫ РЕКУПЕРАТИВНЫХ  ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ.

2.1. Тепловой расчет.

2.2. Конструктивный  расчет.

2.3. Поверочный  расчет.

2.4. Гидравлический расчет.

Список литературы.

 

ВВЕДЕНИЕ

В настоящее  время различные отрасли экономики  страны потребляют огромное количество теплоты на технологические нужды, отопление, вентиляцию и горячее водоснабжение. В Российской Федерации на долю теплоты приходится примерно 70–80 % всей расходуемой энергии. Разнообразные процессы, связанные с потреблением теплоты без ее превращения в другие виды энергии, можно по назначению расходуемой теплоты отнести к двум основным категориям: потребление теплоты для коммунально-бытовых нужд и потребление теплоты для технологических нужд. Первая категория в масштабе экономики страны является преобладающей. В настоящее время на долю коммунально-бытовых нужд приходится около 70 %, а на долю технологических нужд – только 30 % всего теплового потребления страны.

Тепломассообменное  оборудование является одним из наиболее распространенных и важнейших элементов  энергетических, коммунально-бытовых и технологических установок.

На тепломассообменные аппараты приходится значительная доля капиталовложений в энергетические, коммунально-бытовые и технологические  установки. При строительстве тепловых электростанций капиталовложения в  тепломассообменные аппараты составляют до 70 % капиталовложений на оборудование станций. На современных нефте- и газоперерабатывающих заводах капиталовложения в тепломассообменные аппараты достигают 40–50 %.

На тепломассообменные аппараты приходится также значительная доля эксплуатационных расходов энергетических, коммунально-бытовых и технологических установок. Амортизационные отчисления, расходы на обслуживание, осмотр и ремонт тепломассообменных аппаратов и установок в большинстве случаев выше, чем для оборудования других категорий.

Тепломассообменные  аппараты, как и другие элементы энергетических, коммунально-бытовых и технологических установок, работают в условиях переменного режима. Однако эксплуатационные, статические и динамические характеристики тепломассообменных аппаратов зависят не только от изменения расходных режимов и технологических параметров потоков, но и от таких факторов, как накопление загрязнений, накипи, сажи, смол на стенках труб, появление коррозии и т.д., которые в свою очередь зависят от времени. Поэтому расчет, проектирование, конструирование и эксплуатация теплотехнического оборудования должны производиться с учетом большой сложности происходящих в нем процессов, а также значительного влияния параметров процесса теплообмена на технико-экономические показатели соответствующих установок.

Тепломассообменные  аппараты имеют весьма многообразное  назначение. Вместе с тем они должны отвечать определенным общим требованиям, которые являются исходными при  проектировании аппаратов. К этим требованиям относятся: высокая тепловая производительность и экономичность в работе; обеспечение заданных технологических условий процесса и высокого качества готового продукта (для технологических установок) обеспечение мер по защите окружающей среды; простота конструкции, дешевизна материалов и изготовления, компактность и малая масса аппарата; удобство монтажа, доступность и быстрота ремонта, надежность в работе, длительный срок службы; соответствие требованиям охраны труда, государственным стандартам, ведомственным нормам и правилам Ростехнадзора.

 

1.ПЛАСТИНЧАТЫЕ ТЕПЛООБМЕННИКИ .

Пластинчатые  теплообменники имеют плоские поверхности теплообмена. Обычно такие теплообменники применяют для теплоносителей, коэффициенты теплоотдачи которых одинаковы.

В настоящее  время широкое распространение получили компактные разборные пластинчатые теплообменники, состоящие из штампованных металлических листов с внешними выступами, расположенными в коридорном или шахматном порядке. Такие конструкции применяются для теплообмена между жидкостями и газами и работают при перепадах давлений до 12 МПа. На рис. 1 представлено несколько конструкций теплообменников такого типа. Благодаря незначительному расстоянию между пластинами (6–8 мм) такие теплообменники имеют высокую компактность: удельную поверхность нагрева F/V=200÷300 м²/м³. Поэтому пластинчатые теплообменники в ряде случаев вытесняют трубчатые и спиральные.

На величину поверхности теплообмена любого рекуперативного теплообменного аппарата, в том числе и пластинчатого, и на относящуюся к ней долю капитальных затрат, а также на стоимость эксплуатации влияет величина разности температур греющего теплоносителя на входе и нагреваемого теплоносителя на выходе при противотоке. Чем меньше это величина – тем больше поверхность теплообмена, выше стоимость аппарата и тем меньше эксплуатационные расходы.

Рис. 1. Пластинчатые теплообменники:а – элемент пакета; б – модель воздухоподогревателя; в, г – пластинчато-ребристая поверхность теплообменника газ–газ

Отличительной особенностью пластинчатых теплообменников является то, что такие характеристики, как компактность и металлоемкость, при прочих равных условиях в основном определяющие экономическую эффективность применения теплообменного аппарата, у них наилучшие из всех возможных типов рекуперативных теплообменных аппаратов.

Это предопределяет применение пластинчатых теплообменников  в таких устройствах, как передвижные  и транспортные тепловые установки, авиационные двигатели, криогенные системы, т.е. там, где при высокой  эффективности процесса необходимы компактность и малая масса.

Вместе с  тем теплообменникам такой конструкции  присущи и определенные недостатки, а именно: трудоемкость чистки внутри каналов при ремонте, сложность  технологических операций при частичной  замене поверхности теплообмена, практическая невозможность изготовления и длительной эксплуатации теплообменников из чугуна  и  хрупких  материалов.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.РАСЧЕТЫ  РЕКУПЕРАТИВНЫХ ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ

2.1. Тепловой расчет

Тепловой расчет начинается с определения тепловой нагрузки аппарата и расхода одного из теплоносителей. Тепловой нагрузкой называется количество теплоты, переданное от горячего теплоносителя к холодному. Тепловая нагрузка определяется из уравнения теплового баланса и в идеальном случае определяется по формуле:

.                                                   (2.1)

Общий вид уравнения  теплового баланса:

.                                              (2.2)

В зависимости  от заданного процесса уравнения  тепловых балансов имеют различный вид.

Для подогревателей. Если нагрев одного из теплоносителей происходит за счет охлаждения другого теплоносителя, т.е. аппарат работает без изменения агрегатного (фазового) состояния теплоносителей, то уравнения теплового баланса имеют вид:

                                       (2.3)

где G₁ и G₂ – массовые расходы теплоносителей (воздуха, газов и т.п.), не изменяющих агрегатного состояния; с₁ и с₂ – теплоемкости теплоносителей; t₁', t₂', t₁" и t₂" – начальные и конечные температуры теплоносителей.

Уравнение теплового  баланса с учетом потерь:

                                      (2.4)

где Q_пот – потери теплоты от стенок аппарата в окружающую среду.

Из практики известно, что тепловые потери составляют обычно       2–3 % количества подведенного тепла.

Их можно  учесть коэффициентом η = 0,97÷0,98:

.                            (2.5)

В этом случае расход греющего теплоносителя выразится  как

                                      (2.6)

Для компактных конструкций величина тепловых потерь значительно меньше и не достигает даже 1 %. Тепловые потери изолированных теплообменников пропорциональны их наружной поверхности и ограничены ее предельно допустимой температурой.

Если нагрев одного из теплоносителей  происходит за счет конденсации греющего водяного насыщенного пара, то

                                     (2.6а)

где D – количество греющего пара; i₁ – энтальпия греющего пара (определяется из таблиц насыщенного водяного пара); i_K – энтальпия конденсата, i_K = c_вt_к; G₂ – масса (или массовый расход) нагреваемого вещества; с₂ – теплоемкость нагреваемого вещества; t₂' – начальная температура нагреваемого вещества; t₂" – конечная температура нагреваемого вещества.

Уравнение теплового  баланса с учетом потерь:

,                                       (2.7а)

где Q_пот – потери теплоты от стенок аппарата в окружающую среду.

.                               (2.8а)

В этом случае расход греющего пара выразится как

                                           (2.9а)

Для испарителей. Нагрев и охлаждение теплоносителей сопровождаются изменением их агрегатного состояния, например, насыщенный пар, нагревая воду до состояния кипения и последующего интенсивного испарения, сам конденсируется:

                                   (2.10)

где Q₁ – теплота, израсходованная на нагрев холодного теплоносителя до температуры кипения; Q₂ – теплота, затраченная на испарение кипящей жидкости:

                                        (2.11)

где G₂ – количество (или расход) холодного теплоносителя; с₂ – средняя теплоемкость теплоносителя; t_s – температура кипения холодного теплоносителя; t₂' – начальная температура холодного теплоносителя; r – скрытая теплота испарения теплоносителя.

Уравнение теплового  баланса:

                        (2.12)

Расход греющего пара

                                   (2.13)

При наличии  продувки испарителя следует учесть потерю тепла с продувкой.

Для конденсаторов. В аппаратах этого типа более нагретый теплоноситель охлаждается с изменением агрегатного состояния. Например, пары аммиака, охлаждаясь, конденсируются, и жидкий аммиак выходит с заданной температурой. Теплота от горячего теплоносителя чаще всего отводится холодной водой:

                                     (2.14)

где Q₁ – теплота, выделяющаяся при охлаждении перегретых паров до насыщенного состояния; Q₂ – теплота, выделяющаяся при конденсации насыщенного пара; Q₃ – теплота, выделяющаяся при охлаждении горячей жидкости до заданной температуры; G_B – расход охлаждающей воды:

                                     (2.15)

где G_г – количество горячего теплоносителя; с_р – теплоемкость при постоянном давлении для перегретого пара; t_п.п – температура перегретого пара; t_н.п – температура насыщенного пара; r – скрытая теплота конденсации горячего теплоносителя; с – теплоемкость жидкого горячего теплоносителя; t_s – температура кипения горячего теплоносителя; t₂' – конечная температура горячего теплоносителя.

Уравнение теплового  баланса:

                 (2.16)

Если охлаждающая вода подается в межтрубное пространство и внешние стенки аппарата имеют температуру, мало отличающуюся от температуры окружающей среды, то тепловыми потерями вследствие их малости пренебрегают.

Расход охлаждающей  воды определяется из уравнения теплового баланса:

                 (2.17)

Для холодильников

                                   (2.18)

где G_гор – количество горячего теплоносителя; с – средняя теплоемкость горячего теплоносителя; t₁' – начальная температура горячего теплоносителя; t₁" – конечная температура горячего теплоносителя; G_хол – расход (или количество) охлаждающей воды; с_в – средняя теплоемкость охлаждающей воды; t₂" – температура охлаждающей воды на выходе из аппарата; t₂' – температуры охлаждающей воды на входе в аппарат.

Уравнение теплового  баланса:

                             (2.19)

Из уравнения  теплового баланса определяется расход охлаждающей воды:

                                     (2.20)

Если в процессе теплообмена происходит дополнительный подвод или отвод теплоты, например, за счет химической реакции или фазовых и других превращений вещества, то их также необходимо учесть в тепловом балансе.

Следующим этапом теплового  расчета является расчет температурного режима работы теплообменного аппарата, который состоит из определения средних температур теплоносителей и средней разности температур Dt_ср, а также стенок аппарата.

Приступая к расчету температурного режима теплообменника, необходимо сначала установить характер изменения температуры теплоносителей, а также выбрать схему их движения так, чтобы получить максимальную среднюю разность температур. Это создает наилучшие условия для теплопередачи.

Направления движения теплоносителей 1 и 2 могут быть прямоточными, противоточными, перекрестными и смешанного тока (со сложным направлением движения теплоносителей) (рис.2).

Рис. 2. Схемы  движения теплоносителей в теплообменниках:

а – прямоток; б – противоток; в – перекрестный ток; г – прямоток и противоток одновременно; д – многократно перекрестный ток

Характер изменения  температур теплоносителей вдоль поверхности  теплообмена определяется схемой движения и соотношением теплоемкостей массовых расходов теплоносителей. На рис.3. представлены графики изменения температур для трех возможных соотношений теплоемкостей и массовых расходов теплоносителей.

Если температура обоих  теплоносителей изменяется вдоль поверхности  теплообмена, то при противотоке  и прямотоке

                                             (2.21)

где Dt_б и Dt_м – большая и меньшая разности температур между первичными и вторичными теплоносителями на концах теплообменника.

Полученная  разность температур (2.21) называется средне-логарифмическим  температурным напором. Формула (2.21) справедлива для простейших схем аппаратов при условии постоянства массового расхода теплоносителей и коэффициента теплопередачи вдоль всей поверхности теплообмена.

Рис. 3. График изменения температур теплоносителей по поверхности аппарата при их прямотоке и противотоке

Расчет средней  разности температур для сложных  схем движения теплоносителей производят следующим образом: вначале определяют температурный напор по формуле (2.21), а затем  находят вспомогательные величины

                                        (2.22)

где dt₁ и dt₂ – приращение температуры горячего и холодного теплоносителя.

Величина Р представляет собой отношение степени нагрева холодной среды к максимально возможному перепаду температур, величина R – отношение степени охлаждения горячей среды к степени нагрева холодной среды.

В зависимости от величин Р и R из графика, представленного на рис. 4., определяют поправку e_Dt = f (Р, R). Температурный напор находится как

                                              (2.23)

Рис. 4 Графики для определения поправочного коэффициента

В тех случаях, когда температура теплоносителей вдоль поверхности теплообмена изменяется незначительно, средняя разность температур вычисляется по упрощенной формуле как средняя арифметическая крайних напоров:

                                               (2.24)

Так как значения среднеарифметического температурного напора всегда больше, чем среднелогарифмического, то расчет по формуле (2.24) справедлив при Dt_б/Dt_м <2. При периодическом процессе охлаждения средняя разность температур подсчитывается  по формуле

                                (2.25)

где t₁^' – начальная температура охлаждаемой жидкости; t₁" – конечная температура охлаждаемой жидкости; t₂' – начальная температура охлаждающей жидкости; t₂'' – конечная температура охлаждающей жидкости.

                                                  (2.26)

где t – температура охлаждающей жидкости в любой момент времени.

Средняя разность температур при периодическом процессе нагревания подсчитывается по формуле

                                (2.27)

где t_н' – начальная температура нагреваемой жидкости; t_н" – конечная  температура нагреваемой  жидкости; t_г' – начальная температура греющей жидкости; t_г" – конечная  температура греющей жидкости;

                                                  (2.28)

где t – температура нагреваемой жидкости в любой момент времени, °С.

Если аппарат  имеет несколько зон (например, конденсатор  паровой турбины), то среднюю разность температур подсчитывают для каждой зоны отдельно. Важное значение имеет  средняя температура теплоносителей, поскольку именно при этой температуре вычисляется  коэффициент теплопередачи.

Температура стенки зависит от средних температур рабочих  сред и условий теплообмена. Для  расчета  используется уравнение

                          (2.29)

где q – удельный тепловой поток или тепловая нагрузка; k – коэффициент теплопередачи; Dt_ср – средняя разность температур или температурный напор; a₁ – коэффициент теплоотдачи от горячей воды к стенке; a₂ – коэффициент теплоотдачи от стенки к холодной среде; t₁ – средняя температура горячей среды; t_w' – температура стенки со стороны горячей среды; t_w" – температура стенки со стороны холодной среды; t₂ – средняя температура холодной среды.

 

Тогда

                                     (2.30)

Отношением k/a предварительно задаются, а затем проверяют соответствие его расчетному значению. Пересчет позволяет получить соответствие принятого значения расчетному.

Коэффициент теплопередачи k представляет собой количественную расчетную величину, характеризующую сложный теплообмен. Он зависит от коэффициентов теплоотдачи, термического сопротивления стенки и загрязнений. Для плоской стенки

                                   (2.31)

где a₁ – коэффициент теплоотдачи от горячего теплоносителя; d – толщина стенки аппарата; l – коэффициент теплопроводности материала стенки;   a₂ – коэффициент теплоотдачи от стенки к холодному теплоносителю;   R_заг – термическое сопротивление, учитывающее загрязнение с обеих сторон стенки (накипь, сажа и пр.), м²∙К/Вт.

Для стенки, имеющей  другие геометрические формы (цилиндрической, шаровой, многослойной плоской, многослойной цилиндрической, многослойной шаровой, ребристой и т. д.), расчетные формулы для определения коэффициента теплопередачи можно, найти в справочной литературе. Если стенка трубы тонкая, то с достаточной степенью точности можно проводить расчет по формуле для плоской стенки. Так, при d_вн/d_нар<2 погрешность не превышает 4 %.

Если теплопроводность слоя загрязнения неизвестна, то рассчитывается коэффициент теплопередачи k для чистой стенки и вводится поправка на ее загрязнение при помощи коэффициента использования поверхности теплообмена φ:

                                        (2.32)

Для большинства аппаратов числовое значение коэффициента φ лежит в пределах φ = 0,65÷0,85. В случае большого выпадения осадков из теплоносителей на поверхности теплообмена коэффициент φ = 0,4÷0,5.

Коэффициенты  теплоотдачи a определяются в большинстве случаев с помощью критерия Нуссельта:

                                               (2.33)

где Nu – безразмерный критерий подобия – критерий Нусcельта; l – коэффициент теплопроводности того теплоносителя, для которого определяется коэффициент теплоотдачи; d_э – эквивалентный  диаметр, определяемый по формуле:

                                                  (2.34)

где F – площадь поперечного сечения; П – смоченный периметр.

Критерий Nu вычисляется в зависимости от характера движения и агрегатного состояния теплоносителей по критериальным уравнениям различного вида.

Для расчета среднего коэффициента теплоотдачи при турбулентном течении различных жидкостей (кроме жидких металлов) для диапазона чисел Рейнольдса Re = 10⁴÷5∙10⁶ используется следующее критериальное уравнение:

                (2.35)

где Re_жd – критерий Рейнольдса, определенный при температуре жидкости и определяющем размере трубы; Рг_ж – критерий Прандтля, определенный при температуре жидкости; Рг_с – критерий Прандтля, определенный при температуре стенки; e_l – коэффициент, учитывающий изменение среднего коэффициента теплоотдачи по длине трубы: при l/d≥50 e_l = l, при l/d<50 необходимо учитывать влияние начального термического участка. Значения e_l в зависимости от числа Re и отношения l/d приведены в справочной литературе.

В уравнении (2.35) за определяющую температуру принята средняя температура жидкости, а за определяющий размер – внутренний диаметр трубы. Диапазон значений критерия Прандтля, удовлетворяющий этому уравнению, довольно широк и составляет Рr = 0,6÷2500.

 

 

 

 

 

2.2. Конструктивный  расчет

Содержание  конструктивного расчета зависит  от особенностей выбранной конструкции аппарата, т. е. от выбора поверхности теплообмена: трубчатая, пластинчатая, спиральная, ребристая и т. д.

Площадь поверхности  теплообмена F, м², определяется из основного уравнения теплопередачи

                                               (2.36)

где Q – тепловая нагрузка аппарата (определяется из теплового баланса);   k – коэффициент теплопередачи; Dt_ср – средняя разность температур.

По поверхности теплообмена подбираются теплообменный аппарат и патрубки.

Для кожухотрубчатых  аппаратов, имеющих наибольшее распространение  в промышленности, технологических  процессах, по поверхности теплообмена F определяются количество труб, их размещение в трубной решетке, диаметр корпуса аппарата, число ходов в трубном и межтрубном пространстве и размеры входных и выходных патрубков. Количество труб равно:

               (2.37)

где d_расч – расчетный диаметр трубы; при a₁>a₂ d_pacч=d_н, при a₁=a₂             d_pacч= 0,5 (d_н + d_в), при a₁<a₂  d_pacч=d_в; l – длина трубы (выбирается по нормалям).

Трубы в трубных  решетках размещаются по вершинам равносторонних треугольников или по сторонам правильных шестиугольников, что одно и то же (ромбическое размещение), и по концентрическим окружностям. Ромбическое размещение при большом количестве трубок дает меньшие размеры трубной решетки.

Количество  труб в трубных решетках рассчитывается по следующим   уравнениям:

                                               (2.38)

где n – общее количество труб; b – количество труб на диагонали наибольшего шестиугольника; а – количество труб на стороне наибольшего шестиугольника.

Шаг труб S (расстояние между осями соседних труб) обычно выбирают равным (1,3–1,5)d_н, но не меньше (d_н+6) мм. Общее количество труб должно быть таким, чтобы а и b были целыми

Внутренний  диаметр корпуса аппарата рассчитывают по следующим    уравнениям:

для одноходовых  аппаратов

                                           (2.39)

или

                                                                 (2.40)

для многоходовых аппаратов

                                                                  (2.41)

где S – шаг труб; п – число труб; η – коэффициент заполнения трубной решетки, η = 0,6÷0,8.

Расчетное значение диаметра корпуса округляется до ближайшего размера, рекомендуемого нормалями.

Диаметры патрубков  зависят от скорости и расхода  теплоносителей и определяются по формуле

                                        (2.42) 

где G – расход (или количество) теплоносителя, кг; r – плотность теплоносителя, кг/м³; ω – скорость теплоносителя в патрубке, м/с.

Скорость теплоносителя  в патрубках выбирается по справочнику (чтобы не было кавитационного режима течения). Диаметр патрубка округляется до ближайшего значения, рекомендуемого нормалями.

Внутренний  диаметр многоходового теплообменника определяется с учетом размещения перегородок  графическим путем или принимается по нормалям.

Расстояние  между трубными решетками (активная длина трубок)

                     (2.43)