Расчет и проектировани теплообменных аппаратов

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 = 114,2 (°С), при этой температуре Pr_ст1 = 1,56.

характерный размер d₁ = d_э = 0,014 м.

число Рейнольдса для нагреваемой воды Re₁ = 48754.

Таким образом

α₁ = 0,021∙Re₁^0,8∙Pr_ж1^0,43∙( Pr_ж1/Pr_cт1) ^0,25∙λ₁/d₁∙ξ_l = =0,021∙48754^0,8∙2,13^0,43∙( )^0,25∙ =8426,4 .

 

 

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

= 6164,8

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

,

 

 

Для секционного водоводяного подогревателя

 Теплообмен  происходит при наличии естественной  конвекции, отсутствии фазового  переход, при турбулентном режиме  течения, через цилиндрическую поверхность.

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 = 0,021∙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=110^оС=383К:

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=85^оС=358К:

критерий Прандтля Pr_ж2 = 2,08; коэффициент теплопроводности λ₂=0,676 .

 

Из первой части:

число Рейнольдса для греющей  воды Re₁ = 43911

число Рейнольдса для нагреваемой  воды Re₂ =54542

характерный размер d₁ = 0,014 м (внутренний диаметр внутр. трубок)

характерный размер d₂ = d_э = 0,0165 м (эквивалентный размер для межтрубного пространства)

Температуру стенки принимаем

(°С), при этой температуре  Pr_ст1 = 1,8.

 

 

Таким образом

коэффициент теплопередачи  α₁ от греющей воды к стенке трубы

α₁ = 0,021∙Re₁^0,8∙Pr_ж1^0,43∙( Pr_ж1/Pr_cт1) ^0,25∙λ₁/d₁∙ξ_l =

= 0,021∙43911^0,8∙1,6^0,43∙( )^0,25∙ = 6321,5

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∙54542^0,8∙2,08^0,43∙( )^0,25∙ = 7525,4 .

 

Коэффициент теплопередачи  для аппарата 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	7411	8426,5
a от трубки к т.носителю	7307	6164,8
К (коэфф. теплопередачи)	1719	1693,7
Водоводяной т.о. аппарат
a от т.носителя к трубке	7063	6521,5
a от трубки к т.носителю	8101	7525,4
К (коэфф. теплопередачи)	2263,6	2074,7

 

Отличие в вычисленных параметрах по критериальным уравнениям и  по отраслевому расчету вызвано тем, что в ходе расчета мы опирались на критериальное уравнение Михеева, которое не учитывает конструктивные особенности теплообменных аппаратов, такие как наличие изгибов трубопроводов, отклонение реальной длины трубы от принятого в расчете длины участка трубопровода.

 

2.2. Определение толщины загрязнения понижающей тепловую мощность ориентировочно в 2 раза

 

Для выбранного преимущественного теплообменного аппарата выполним серию расчетов коэффициента теплопередачи при различных значениях толщины загрязнения со стороны одного из теплоносителей, условно считая, что неизменными в расчете остаются коэффициенты теплоотдачи и температуры теплоносителей.

- тепловая мощность.

Рассмотрим 3 случая, когда  трубка со стороны воды покрыта загрязнением:

δ_з1 = 1 мм; δ_з2= 1,5 мм; δ_з3= 2 мм, δ_з4= 0,5 мм

При отсутствии загрязнения

 

Уменьшение тепловой мощности в 2 раза произойдет при  = 0,5 = 1777,4 , найдем значение δ_з при этом коэффициенте теплопередачи с помощью графика.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

График k = f(δ)

 

 

Исходя из графика δ_з= 0,28 мм.

Проверим расчет

.

 

Чтобы определить на сколько изменилась тепловая мощность т.о. аппарат при данной толщине загрязнения теплопередающей поверхности достаточно найти отношение

= ∙100% = 3,37 %

Тепловая мощность увеличилась в 0,0337 раз по сравнению с исходной.

 

2.3. Определение параметров работы теплообменного аппарата при изменении условий эксплуатации (ориентировочный расчет).

 

Для водоводяного теплообменного аппарата выполним серию расчетов следующих параметров работы: К (коэффициент теплопередачи), тепловой мощности Q, при различных значениях скорости движения  одного из теплоносителей, а именно нагреваемой воды.

Предположим, что во время  эксплуатации по какой либо причине  расход нагреваемой воды уменьшается на 20, 40 и 60% от номинального.

Расчет производим по подобранным  ранее критериальным уравнениям.

В качестве первого приближения  температур теплоносителей возьмем температуру из предыдущего расчета.

V_мт = 10 м³ /ч (из первой части расчета).

 

1) V = 0,8∙V_мт

α₂ = 0,021∙Re^0,8∙Pr_ж^0,43∙( Pr_ж/Pr_cт) ^0,25∙λ/d∙ξ_l =

= 0,021∙43725^0,8∙2,08^0,43∙( )^0,25∙ =6305,7

  .

= 1917,4∙18,2∙6,6 = 0,2303∙10⁶ Вт

 

 

 

2) V₁ = 0,6∙V_т

α₂ = 0,021∙Re^0,8∙Pr_ж^0,43∙( Pr_ж/Pr_cт) ^0,25∙λ/d∙ξ_l =

= 0,021∙32770^0,8∙2,08^0,43∙( )^0,25∙ =5006,4

  .

= 1709,8∙18,2∙6,6 = 0,2054∙10⁶ Вт

 

 

3) V₁ = 0,4∙V_т

α₂ = 0,021∙Re^0,8∙Pr_ж^0,43∙( Pr_ж/Pr_cт) ^0,25∙λ/d∙ξ_l =

= 0,021∙21862^0,8∙2,08^0,43∙( )^0,25∙ =3621,6

  .

= 1423,7∙18,2∙6,6 = 0,1710∙10⁶ Вт

 

 

 

Полученные данные сведем в таблицу

	-60%	-40%	-20%	номинал
a ( Вт/м2 0С) от теплоносителя к трубке	6321,5	6321,5	6321,5	6321,5
a ( Вт/м2 0С) от трубки к теплоносителю	3621,6	5006,4	6305,7	7525,4
К (коэфф. теплопередачи) ( Вт/м2 0С)	1423,7	1709,8	1917,4	2074,7
Тепловая мощность Q ( МВт).	0,1710	0,2054	0,2303	0,2333

 

 

 

 

 

Построим график зависимости тепловой мощности теплообменного аппарата от скорости движения  одного из теплоносителей. По нему определим какой расход соответствует ориентировочно двукратному понижению тепловой мощности.

 

 

Ориентировочному двукратному  понижению тепловой мощности по сравнению с исходной соответствует расход  при  скорости движения нагреваемой жидкости (м/с):

α₁ = 0,021∙Re^0,8∙Pr_ж^0,43∙( Pr_ж/Pr_cт) ^0,25∙λ/d∙ξ_l =

= 0,021∙10702^0,8∙2,08^0,43∙( )^0,25∙ =2045,1

  .

= 1757∙26,1∙26,4 = 0,0992 МВт

 

Можно сделать вывод, что  с увеличением скорости движения нагреваемой воды в водоводяном теплообменном аппарате увеличивается тепловая мощность теплообменника.

Методы интенсификации теплообмена  в аппаратах

 

Во многих отраслях техники  задача интенсификации процесса теплообмена  и создания высокоэффективных теплообменных  аппаратов весьма актуальна. Для  интенсификации процессов теплообмена применяют следующие приемы:

Предотвращение отложений (шлама, солей, коррозионных окислов) путем  систематической промывки, чистки и  специальной обработки поверхностей теплообмена и предварительного отделения из теплоносителей веществ и примесей, дающих отложения;

Продувка трубного и межтрубного  пространств от инертных газов, резко  снижающих теплообмен при конденсации паров;

Искусственная турбулизация потока. При низких значениях числа  Рейнольдса Re, соответствующих дотурбулентным режимам, можно искусственной турбулизацией потока (турбулизирующими решетками, искусственной шероховатостью, созданием пульсации или закручиванием потока и т.д.) достичь значений коэффициента теплоотдачи, соответствующих развитому турбулентному режиму. Однако в связи со снижением эффекта, получаемого от искусственной турбулизации, при повышении числа Re может наступить момент, когда темп роста теплоотдачи и развитие турбулентности будет экономически бесполезным;

Оребрение поверхности теплообмена, целесообразное как для повышения  коэффициента теплопередачи, так и для снижения массы теплообменника. Поверхность оребрения, в 5-10 раз превосходящая поверхность несущих трубок, не подвержена одностороннему давлению, а поэтому ребра можно выполнять из более тонкого материала, чем стенки труб, и этим достичь значительного снижения массы аппарата и расхода металла.

 

Выводы

 

В результате расчета был  выбран кожухотрубчатый пароподогреватель, т. к. он имеет меньшие гидравлические потери, большую поверхность нагрева.

Результаты расчета толщины  загрязнения наглядно показали, что при ее незначительном увеличении тепловая мощность существенно понижается. Из этого можно сделать вывод, что особенно важно не допускать загрязнения теплопередающих поверхностей, соблюдая технологические правила эксплуатации теплообменных аппаратов и следить за качеством теплоносителей.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Приложение