Расчет и проектировани теплообменных аппаратов

 

Коэффициент теплоотдачи  при турбулентном движении воды внутри трубок:

где d_э = d_в.

При t = 85,6°С по таблице 1 множитель A₅=2685, следовательно:

(ккал/(м²·ч·град)), 7307

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:

=

=1719

 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.

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 №3 конструкции Я. С. Лаздана (Рисунок 1.1, Таблица 1.1) с поверхностью нагрева F =2,58 м², площадью проходного сечения по воде (при z = 2) f_т = 0,0024м², количеством и длиной трубок 32×1600 мм, числом рядов трубок по вертикали т = 5 . 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 = 0,0206.

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^/=140°C; мощность Q = 0,233*10⁶ Вт;

 

Расчет:

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

(кг/ч)         или V_m =3,3 м³ /ч;

(кг/ч)            или V_m = 10 м³ /ч.

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

(м²)

Выбираем  подогреватель ПВ1-76х4-Г-1,0-1,32-Т (старое обозначение - МВН 2052-24)(Рисунок 1.2). Согласно Таблице 1.3 он имеет: наружный диаметр корпуса 76 мм и внутренний – 68 мм, число стальных трубок (размером 16×1мм (т.е. d_H=16 мм d_B=14 мм)) n = 7 шт., площадь проходного сечения трубок f_т = 0,00108м², площадь проходного сечения межтрубного пространства f_мт = 0,00233 м².

Скорость воды в трубках и  в межтрубном пространстве:

(м/с)

(м/с)

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 »2957.

Средняя температура воды между трубками:

(°С)

При этой температуре температурный  множитель (по Таблице 1) A_5мт»2678.

Режим течения воды в трубках (при t₁ = 110°С ν_т = 0,271·10^-6м²/с ([2],стр. 321, табл П-4)) и межтрубном пространстве (при t = 85°С ν_мт = 0,360·10^-6м²/с ([2],стр. 321, табл П-4)) турбулентный, так как:

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 стали l = 39ккал/(м·ч·град) или l =45 определяем по формуле для плоской стенки, так как ее толщина меньше 2,5мм:

 ккал/(м²·ч·град) = =2263,6 .

Температурный напор:

(°С)

Поверхность нагрева подогревателя:

(м²)

Длина хода по трубкам при  среднем диаметре трубок d = 0,5·(0,016+0,014) = 0,015 (м):

(м)

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

 секций, примем Z=5.

Уточненная поверхность  нагрева подогревателя согласно технической характеристике выбранного аппарата составит:

(м²)

Действительная длина  хода воды в трубках и межтрубном пространстве L_т = 4·5 =20 (м), L_мт = 3,5·5 = 17,5 (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	1,5·5 =7,5
Выход из трубок	1,5·5= 7,5
Поворот в колене	0,5·4 = 2
	Sξ = 17

 

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	1484	57,3	2,58	0,219	1,965	1,071	2
Секционный	1954,2	18,2	6,6	0,168	4,265	8,5624	5

 

Вывод.

Сравнение показывает, что  для данных условий кожухотрубчатый теплообменник имеет те преимущества, что он более компактен и гидравлическое сопротивление его меньше, его коэффициент теплопередачи намного выше. При заданной мощности использовать водоводяной подогреватель нерационально, так как величина гидравлического сопротивления, оказываемого водоводяным подогревателем, в разы превышает гидравлическое сопротивление кожухотрубчатого пароводяного подогревателя.

 

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 пароводяного подогревателя

Теплообмен происходит при наличии естественной конвекции, отсутствии фазового переход, при турбулентном режиме течения жидкости в трубе  ламинарном режиме течения пленки конденсата по поверхности теплообмена, при пленочной конденсации, через цилиндрическую горизонтальную поверхность.

 

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.