Отделка. Фурнитура. Ремонт. Монтаж. Выбор. Проем
Расчет теплообменника в настоящее время занимает не более пяти минут. Любая организация, производящая и продающая такое оборудование, как правило, предоставляет всем желающим свою собственную программу подбора. Ее можно бесплатно скачать с сайта компании, либо их технический специалист приедет к вам в офис и бесплатно её установит. Однако насколько корректен результат таких расчетов, можно ли ему доверять и не лукавит ли производитель, сражаясь в тендере со своими конкурентами? Проверка электронного калькулятора требует наличия знаний или как минимум понимания методики расчета современных теплообменников. Попробуем разобраться в деталях.
Что такое теплообменник
Прежде чем выполнять расчет теплообменника, давайте вспомним, а что же это за устройство такое? Тепломассообменный аппарат (он же теплообменник, он же или ТОА) - это устройство для передачи теплоты от одного теплоносителя другому. В процессе изменения температур теплоносителей меняются также их плотности и, соответственно, массовые показатели веществ. Именно поэтому такие процессы называют тепломассообменными.
Виды теплообмена
Теперь поговорим о - их всего три. Радиационный - передача теплоты за счет излучения. Как пример, можно вспомнить принятие солнечных ванн на пляже в теплый летний день. И такие теплообменники даже можно встретить на рынке (ламповые нагреватели воздуха). Однако чаще всего для обогрева жилых помещений, комнат в квартире мы покупаем масляные или электрические радиаторы. Это пример другого типа теплообмена - бывает естественной, вынужденной (вытяжка, а в коробе стоит рекуператор) или с механическим побуждением (с вентилятором, например). Последний тип намного эффективнее.
Однако самый эффективный способ передачи теплоты - это теплопроводность, или, как её ещё называют, кондукция (от англ. conduction - "проводимость"). Любой инженер, собирающийся провести тепловой расчет теплообменника, прежде всего задумывается о том, чтобы выбрать эффективное оборудование в минимальных габаритах. И достичь этого удаётся именно за счет теплопроводности. Примером тому служат самые эффективные на сегодняшний день ТОА - пластинчатые теплообменники. Пластинчатый ТОА, согласно определению, - это теплообменный аппарат, передающий теплоту от одного теплоносителя другому через разделяющую их стенку. Максимально возможная площадь контакта между двумя средами в совокупности с верно подобранными материалами, профилем пластин и их толщиной позволяет минимизировать размеры выбираемого оборудования при сохранении исходных технических характеристик, необходимых в технологическом процессе.
Типы теплообменников
Прежде чем проводить расчет теплообменника, определяются с его типом. Все ТОА можно разделить на две большие группы: рекуперативные и регенеративные теплообменники. Основное отличие между ними заключается в следующем: в рекуперативных ТОА теплообмен происходит через разделяющую два теплоносителя стенку, а в регенеративных две среды имеют непосредственный контакт между собой, часто смешиваясь и требуя последующего разделения в специальных сепараторах. подразделяются на смесительные и на теплообменники с насадкой (стационарной, падающей или промежуточной). Грубо говоря, ведро с горячей водой, выставленное на мороз, или стакан с горячим чаем, поставленный остужаться в холодильник (никогда так не делайте!) - это и есть пример такого смесительного ТОА. А наливая чай в блюдце и остужая его таким образом, мы получаем пример регенеративного теплообменника с насадкой (блюдце в этом примере играет роль насадки), которая сначала контактирует с окружающим воздухом и принимает его температуру, а потом отбирает часть теплоты от налитого в него горячего чая, стремясь привести обе среды в режим теплового равновесия. Однако, как мы уже выяснили ранее, эффективнее использовать теплопроводность для передачи теплоты от одной среды к другой, поэтому более полезные в плане теплопередачи (и широко используемые) ТОА на сегодняшний день - конечно же, рекуперативные.
Тепловой и конструктивный расчет
Любой расчет рекуперативного теплообменника можно провести на основе результатов теплового, гидравлического и прочностного вычислений. Они являются основополагающими, обязательны при проектировании нового оборудования и ложатся в основу методики расчета последующих моделей линейки однотипных аппаратов. Главной задачей теплового расчета ТОА является определение необходимой площади теплообменной поверхности для устойчивой работы теплообменника и поддержания необходимых параметров сред на выходе. Довольно часто при таких расчетах инженеры задаются произвольными значениями массогабаритных характеристик будущего оборудования (материал, диаметр труб, размеры пластин, геометрия пучка, тип и материал оребрения и др.), поэтому после теплового обычно проводят конструктивный расчет теплообменника. Ведь если на первой стадии инженер посчитал необходимую площадь поверхности при заданном диаметре трубы, например, 60 мм, и длина теплообменника при этом получилась порядка шестидесяти метров, то логичнее предположить переход к многоходовому теплообменнику, либо к кожухотрубному типу, либо увеличить диаметр трубок.
Гидравлический расчет
Гидравлические или гидромеханические, а также аэродинамические расчеты проводят с целью определить и оптимизировать гидравлические (аэродинамические) потери давления в теплообменнике, а также подсчитать энергетические затраты на их преодоление. Расчет любого тракта, канала или трубы для прохода теплоносителя ставит перед человеком первостепенную задачу - интенсифицировать процесс теплообмена на данном участке. То есть одна среда должна передать, а другая получить как можно больше тепла на минимальном промежутке его течения. Для этого часто применяют дополнительную поверхность теплообмена, в виде развитого оребрения поверхности (для отрыва пограничного ламинарного подслоя и усиления турбулизации потока). Оптимальное балансовое соотношение гидравлических потерь, площади теплообменной поверхности, массогабаритных характеристик и снимаемой тепловой мощности является результатом совокупности теплового, гидравлического и конструктивного расчета ТОА.
Исследовательские расчеты
Исследовательские расчеты ТОА проводят на основе полученных результатов теплового и поверочного расчетов. Они необходимы, как правило, для внесения последних поправок в конструкцию проектируемого аппарата. Их также проводят с целью корректировки каких-либо уравнений, закладываемых в реализуемой расчетной модели ТОА, полученной эмпирическим путём (по экспериментальным данным). Выполнение исследовательских расчетов предполагает проведение десятков, а иногда и сотен вычислений по специальному плану, разработанному и внедрённому на производстве согласно математической теории планирования экспериментов. По результатам выявляют влияние различных условий и физических величин на показатели эффективности ТОА.
Другие расчеты
Выполняя расчет площади теплообменника, не стоит забывать и о сопротивлении материалов. Прочностные расчеты ТОА включают проверку проектируемого агрегата на напряжение, на кручение, на прикладывание максимально допустимых рабочих моментов к деталям и узлам будущего теплообменника. При минимальных габаритах изделие должно быть прочным, устойчивым и гарантировать безопасную работу в различных, даже самых напряженных условиях эксплуатации.
Динамический расчет проводится с целью определения различных характеристик теплообменного аппарата на переменных режимах его работы.
Типы конструкции теплообменников
Рекуперативные ТОА по конструкции можно разделить на достаточно большое количество групп. Самые известные и широко применяемые - это пластинчатые теплообменники, воздушные (трубчатые оребрённые), кожухотрубные, теплообменники "труба в трубе", кожухо-пластинчатые и другие. Существуют и более экзотические и узкоспециализированные типы, например, спиральные (теплообменник-улитка) или скребковые, которые работают с вязкими или а также многие другие типы.
Теплообменники «труба в трубе»
Рассмотрим самый простой расчет теплообменника «труба в трубе». Конструктивно данный тип ТОА максимально упрощен. Во внутреннюю трубу аппарата пускают, как правило, горячий теплоноситель, для минимизации потерь, а в кожух, или в наружную трубу, запускают охлаждающий теплоноситель. Задача инженера в этом случае сводится к определению длины такого теплообменника исходя из рассчитанной площади теплообменной поверхности и заданных диаметров.
Здесь стоит добавить, что в термодинамике вводится понятие идеального теплообменника, то есть аппарата бесконечной длины, где теплоносители работают в противотоке, и между ними полностью срабатывается температурный напор. Конструкция «труба в трубе» ближе всего удовлетворяет этим требованиям. И если запустить теплоносители в противотоке, то это будет так называемый «реальный противоток» (а не перекрёстный, как в пластинчатых ТОА). Температурный напор максимально эффективно срабатывается при такой организации движения. Однако выполняя расчет теплообменника «труба в трубе», следует быть реалистами и не забывать о логистической составляющей, а также об удобстве монтажа. Длина еврофуры - 13,5 метров, да и не все технические помещения приспособлены к заносу и монтажу оборудования такой длины.
Кожухотрубные теплообменники
Поэтому очень часто расчет такого аппарата плавно перетекает в расчет кожухотрубного теплообменника. Это аппарат, в котором пучок труб находится в едином корпусе (кожухе), омываемым различными теплоносителями, в зависимости от назначения оборудования. В конденсаторах, например, хладагент запускают в кожух, а воду - в трубки. При таком способе движения сред удобнее и эффективнее контролировать работу аппарата. В испарителях, наоборот, хладагент кипит в трубках, а они при этом омываются охлаждаемой жидкостью (водой, рассолами, гликолями и др.). Поэтому расчет кожухотрубного теплообменника сводится к минимизации габаритов оборудования. Играя при этом диаметром кожуха, диаметром и количеством внутренних труб и длиной аппарата, инженер выходит на расчетное значение площади теплообменной поверхности.
Воздушные теплообменники
Один из самых распространённых на сегодняшний день теплообменных аппаратов - это трубчатые оребрённые теплообменники. Их ещё называют змеевиками. Где их только не устанавливают, начиная от фанкойлов (от англ. fan + coil, т.е. "вентилятор" + "змеевик") во внутренних блоках сплит-систем и заканчивая гигантскими рекуператорами дымовых газов (отбор теплоты от горячего дымового газа и передача его на нужды отопления) в котельных установках на ТЭЦ. Вот почему расчет змеевикового теплообменника зависит от того применения, куда этот теплообменник пойдёт в эксплуатацию. Промышленные воздухоохладители (ВОПы), устанавливаемые в камерах шоковой заморозки мяса, в морозильных камерах низких температур и на других объектах пищевого холодоснабжения, требуют определённых конструктивных особенностей в своём исполнении. Расстояния между ламелями (оребрением) должно быть максимальным, для увеличения времени непрерывной работы между циклами оттайки. Испарители для ЦОДов (центров обработки данных), наоборот, делают как можно более компактными, зажимая межламельные расстояния до минимума. Такие теплообменники работают в «чистых зонах», окруженные фильтрами тонкой очистки (вплоть до класса HEPA), поэтому такой расчет проводят с упором на минимизацию габаритов.
Пластинчатые теплообменники
В настоящее время стабильным спросом пользуются пластинчатые теплообменники. По своему конструктивному исполнению они бывают полностью разборными и полусварными, меднопаяными и никельпаяными, сварными и спаянными диффузионным методом (без припоя). Тепловой расчет пластинчатого теплообменника достаточно гибок и не представляет особой сложности для инженера. В процессе подбора можно играть типом пластин, глубиной штамповки каналов, типом оребрения, толщиной стали, разными материалами, а самое главное - многочисленными типоразмерными моделями аппаратов разных габаритов. Такие теплообменники бывают низкими и широкими (для парового нагрева воды) или высокими и узкими (разделительные теплообменники для систем кондиционирования). Их часто используют и под среды с фазовым переходом, то есть в качестве конденсаторов, испарителей, пароохладителей, предконденсаторов и т. д. Выполнить тепловой расчет теплообменника, работающего по двухфазной схеме, немного сложнее, чем теплообменника типа «жидкость-жидкость», однако для опытного инженера эта задача разрешима и не представляет особой сложности. Для облегчения таких расчетов современные проектировщики используют инженерные компьютерные базы, где можно найти много нужной информации, в том числе диаграммы состояния любого хладагента в любой развёртке, например, программу CoolPack.
Пример расчета теплообменника
Основной целью проведения расчета является вычисление необходимой площади теплообменной поверхности. Тепловая (холодильная) мощность обычно задается в техзадании, однако в нашем примере мы рассчитаем и её, для, скажем так, проверки самого техзадания. Иногда бывает и так, что в исходные данные может закрасться ошибка. Одна из задач грамотного инженера - эту ошибку найти и исправить. В качестве примера выполним расчет пластинчатого теплообменника типа «жидкость - жидкость». Пусть это будет разделитель контуров (pressure breaker) в высотном здании. Для того чтобы разгрузить оборудование по давлению, при строительстве небоскрёбов очень часто применяется такой подход. С одной стороны теплообменника имеем воду с температурой входа Твх1 = 14 ᵒС и выхода Твых1 = 9 ᵒС, и с расходом G1 = 14 500 кг/ч, а с другой - тоже воду, но только вот с такими параметрами: Твх2 = 8 ᵒС, Твых2 = 12 ᵒС, G2 = 18 125 кг/ч.
Необходимую мощность (Q0) рассчитаем по формуле теплового баланса (см. рис. выше, формула 7.1), где Ср - удельная теплоёмкость (табличное значение). Для простоты расчетов возьмём приведённое значение теплоёмкости Срв = 4,187 [кДж/кг*ᵒС]. Считаем:
Q1 = 14 500 * (14 - 9) * 4,187 = 303557,5 [кДж/ч] = 84321,53 Вт = 84,3 кВт - по первой стороне и
Q2 = 18 125 * (12 - 8) * 4,187 = 303557,5 [кДж/ч] = 84321,53 Вт = 84,3 кВт - по второй стороне.
Обратите внимание, что, согласно формуле (7.1), Q0 = Q1 = Q2, независимо от того, по какой стороне проведён расчет.
Далее по основному уравнению теплопередачи (7.2) находим необходимую площадь поверхности (7.2.1), где k - коэффициент теплопередачи (принимаем равным 6350 [Вт/м 2 ]), а ΔТср.лог. - среднелогарифмический температурный напор, считаемый по формуле (7.3):
ΔТ ср.лог. = (2 - 1) / ln (2 / 1) = 1 / ln2 = 1 / 0,6931 = 1,4428;
F то = 84321 / 6350 * 1,4428 = 9,2 м 2 .
В случае когда коэффициент теплопередачи неизвестен, расчет пластинчатого теплообменника немного усложняется. По формуле (7.4) считаем критерий Рейнольдса, где ρ - плотность, [кг/м 3 ], η - динамическая вязкость, [Н*с/м 2 ], v - скорость среды в канале, [м/с], d см - смачиваемый диаметр канала [м].
По таблице ищем необходимое нам значение критерия Прандтля и по формуле (7.5) получаем критерий Нуссельта, где n = 0,4 - в условиях нагрева жидкости, и n = 0,3 - в условиях охлаждения жидкости.
Далее по формуле (7.6) вычисляется коэффициент теплоотдачи от каждого теплоносителя к стенке, а по формуле (7.7) считаем коэффициент теплопередачи, который и подставляем в формулу (7.2.1) для вычисления площади теплообменной поверхности.
В указанных формулах λ - коэффициент теплопроводности, ϭ - толщина стенки канала, α1 и α2 - коэффициенты теплоотдачи от каждого из теплоносителей стенке.
Различают проектный и поверочный расчеты процессов теплообмена. Задачей проектного расчета является определение размеров и режима работы теплообменника, необходимого для подвода или отвода заданного количества теплоты к тому или иному теплоносителю. Цель поверочного расчета – определение количества теплоты, которое может быть передано в конкретном теплообменнике при заданных условиях его работы. В обоих случаях расчет основывается на использовании уравнений теплового баланса и теплопередачи.
При проектном расчете известны или заданы количество нагреваемого или охлаждаемого вещества и его параметры на входе в теплообменник и на выходе из него. При этом определяют необходимую поверхность теплообменника, расход горячего или холодного теплоносителя, геометрические размеры теплообменника заданной конструкции и его гидравлическое сопротивление. В заключение на основе проведенных расчетов подбирают стандартный или нормализованный теплообменник определенной конструкции. Выбранная конструкция по возможности должна быть оптимальной, т.е. сочетать интенсивный теплообмен с низкой стоимостью и простотой в эксплуатации.
Поверочный расчет выполняют, чтобы определить, можно ли использовать имеющийся теплообменник для тех или иных целей, определяемых технологическими требованиями.
Проектный расчет рекуперативных теплообменников
До проведения расчета рекуперативных теплообменников производят выбор пространства для движения теплоносителя с целью улучшения условий теплоотдачи со стороны теплоносителя с большим термическим сопротивлением. Для этого жидкость, обладающую большой вязкостью или расход которой меньше, рекомендуется направлять в то пространство, где скорость ее может быть выше. Теплоносители, содержащие загрязнения, направляютв пространства, поверхности которых легче могут быть очищены от отложений. Выбор пространства должен учитывать также потери тепла в окружающую среду.
Предварительно выбирают и направление взаимного движения теплоносителей, учитывая преимущество противотока при теплообмене без изменения агрегатного состояния теплоносителей, а также целесообразность совпадения направлений вынужденного и свободного движения теплоносителя.
Очень
важен правильный выбор оптимальных
скоростей движения теплоносителей, так
как это имеет решающее значение при
конструировании и эксплуатации
теплообменника. С увеличением скорости
потоков
увеличивается коэффициент теплопередачи
,
а следовательно, уменьшается необходимая
поверхность теплопередачи
,
что в свою очередь ведет к уменьшению
габаритных размеров теплообменника и
его стоимости. Кроме того, с увеличением
скорости уменьшается возможность
образования отложений на поверхности
теплообмена. Однако при чрезмерном
повышении скорости движения потока
увеличивается гидравлическое сопротивление
теплообменника, что приводит к вибрации
труб и гидравлическим ударам. Оптимальная
скорость определяется из условий
достижения желаемой степени турбулентности
потока. Обычно стремятся, чтобы скорость
потока в трубах соответствовала критерию
.
В связи с этим рекомендуются следующие
оптимальные скорости движения
(м/с): воды и жидкостей с умеренной
вязкостью –
;
вязких жидкостей –
;
воздуха и газов при умеренном давлении –
;
насыщенного пара под давлением –
;
насыщенного пара под вакуумом –
.
Наиболее желателен выбор оптимальной
скорости на основе технико-экономического
расчета.
Полный расчет теплообменника включает тепловой, конструктивный и гидравлический расчеты.
Тепловой расчет. Тепловой расчет проектируемых теплообменников производят в следующей последовательности:
– рассчитывают тепловую нагрузку и расход теплоносителей;
– рассчитывают средний температурный напор и средние температуры теплоносителей;
– рассчитывают коэффициент теплопередачи и поверхность теплообмена.
Наиболее прост расчет при постоянных температурах теплоносителей по длине теплообменника. В этом случае физические свойства теплоносителей и разность температур постоянны и расчет сводится к определению коэффициента теплопередачи. Близкие к этим условиям наблюдаются в обогреваемых конденсирующимся паром кипятильниках. В общем случае температуры теплоносителей изменяются по длине теплообменника. Взаимосвязь изменений температур теплоносителей определяется условиями теплового баланса, который для бесконечно малого элемента теплообменника имеет вид:
где
,
и
,
–
расходы и теплоемкости теплоносителей,
а
и
–
их температуры в произвольном сечении
аппарата.
Уравнение теплового баланса для всего аппарата без учета потерь тепла получают путем интегрирования последнего уравнения:
где
и
,
и
–
начальные и конечные температуры
теплоносителей;
–
тепловая нагрузка.
Расходы теплоносителей при теплообмене без изменения агрегатного состояния на основании теплового баланса:
;
.
При изменении агрегатного состояния теплоносителя уравнение теплового баланса может иметь различную форму в соответствии с условиями протекания процесса. Например, при конденсации пара
(
–
расход пара;
и
–
энтальпии пара и конденсата).
Изменение энтальпии
где
и
–средние удельные
теплоемкости перегретого пара и
конденсата; 
и
–
температуры перегретого и насыщенного
пара.
Если неизвестна конечная температура одного из теплоносителей, то ее определяют из теплового баланса. Когда же неизвестны конечные температуры обоих теплоносителей, то для их определения используют общий прием – метод последовательных приближений. Этот метод основан на том, что вначале принимаются определенные решения относительно конструкции аппарата и неизвестных технологических параметров, затем путем пересчета проверяется правильность этого выбора, принимаются уточненные значения указанных параметров и расчет повторяется до получения результатов с желаемой степенью точности. При этом следует принять во внимание, что разность температур между теплоносителями на конце теплообменника должна быть не менее 10–20 °С для жидкостных подогревателей и 5–7 °С для паро-жидкостных подогревателей.
Определение
среднего температурного напора
производится с учетом характера изменения
температур вдоль поверхности теплообмена
.
При противотоке, а также при постоянной
температуре одного из теплоносителей
среднюю разность температур определяют
как среднелогарифмическую из большей
и меньшей разности температур
теплоносителей на концах теплообменника:
или
при
.
При всех других схемах течения среднюю разность температур находят по этим же уравнениям, но с введением поправочного коэффициента (см. раздел 7.7.3).
Среднюю
температуру теплоносителя с меньшим
перепадом температур по длине аппарата
рекомендуется рассчитывать как
среднеарифметическую, а среднюю
температуру другого теплоносителя
находят по известной величине
,
пользуясь соотношением
,
где
и
–
средние температуры теплоносителей.
Дальнейшей
задачей расчета является нахождение
коэффициента теплопередачи
.
Если теплопередача происходит через
плоскую стенку или тонкую цилиндрическую,
то
.
Для
расчета
необходимо предварительно вычислить
коэффициенты теплоотдачи
и
по обе стороны теплопередающей стенки,
а также термическое сопротивление
стенки
,
которое включает помимо термического
сопротивления самой стенки еще и
термическиесопротивления
загрязнений с обеих ее сторон. Термические
сопротивления стенки и слоев загрязнений
находят в зависимости от их толщины и
коэффициентов теплопроводности материала
стенки и загрязнений. Коэффициенты
теплоотдачи рассчитывают в зависимости
от условий теплоотдачи по одному из
уравнений, приведенных в разделе 7.6.
Учитывая многообразие гофрированных поверхностей в пластинчатых теплообменниках, Л.Л. Товажнянским и П.А. Капустенко предложена зависимость для расчета коэффициента теплоотдачи, учитывающая угол наклона гофр по отношению к направлению потока рабочей среды:
где – угол наклона гофр.
Это
уравнение справедливо в пределах
.
Для расчета теплоотдачи в каналах, образуемых пластинами типа 0,3р, 0,6р и 1,0(см. табл. 8.1), уравнение (8.20) может быть представлено в виде:
при
; (8.21)
при
. (8.22)
где
–коэффициент
гидравлического сопротивления щелевидного
канала;
–
коэффициент гидравлического сопротивления
гладкой трубы.
При конденсации быстродвижущегося пара (Re> 300) в каналах сетчато-поточного типа Л.Л. Товажнянский и П.А. Капустенко, используя модель движения дисперсно-кольцевого типа, получили следующую зависимость:
,
где
Nu – критерий
Нуссельта для пленки конденсата;
Re ж – критерий Рейнольдса,
рассчитанный по полному расходу
парожидкостной смеси и вязкости жидкой
фазы;
–
плотности жидкости и пара соответственно;
–
критерий Прандтля для жидкой фазы.
Поскольку коэффициенты теплоотдачи
являются функциями скоростей движения,
то, чтобы найти их, необходимо знать
площади поперечного сечения каналов,
по которым движутся теплоносители
(расходы известны). Это требует
предварительно задаться конструкцией
и размерами теплообменника. Помимо
этого, для вычисления коэффициента
теплоотдачи
часто необходимо знать температуру
стенки
или удельную тепловую нагрузку
,
значения которых, в свою очередь, зависят
от определяемой величины
.
В таких случаях коэффициенты теплоотдачи
рассчитывают методом последовательных
приближений: величинами
и
задаются и после определения величины
коэффициента теплопередачи
проверяют. Для упрощения расчета можно
воспользоваться графоаналитическим
методом, при котором ведут два параллельных
расчета для двух выбранных значений
со стороны одного из теплоносителей.
Так,
например, если коэффициенты теплоотдачи
и
зависят от температуры стенки
,
то, задавшись двумя значениями
и
,
вычисляют соответствующие значения
и
и удельные тепловые нагрузки
и
:
;
,
где
–
средняя температура теплоносителя.
По
величине термического сопротивления
стенки
рассчитывают температуру стенки со
стороны другого теплоносителя:
,
и
определяют
и
,
а также
и
:
,
(
–
средняя температура второго теплоносителя).
Рисунок 8.34 – Зависимость q 1 иq 2 от значенийt ст1
Затем строят график зависимости
и
от принятых значений
(рис. 8.34). По точке пересечения линий,
соединяющих тепловые нагрузки при
различных значениях
,
определяют истинные температуру стенки
и тепловую нагрузку
.Тогда
коэффициент теплопередачи
.
Величина поверхности теплообмена из общего уравнения теплопередачи
,
либо
.
Особенности теплового расчета холодильников и конденсаторов . Расчет холодильников-конденсаторов имеет свои особенности, обусловленные характером изменения температур и коэффициентов теплопередачи вдоль поверхности теплопередачи.
На рис. 8.35 показано примерное распределение температур в конденсаторе-холодильнике, в который поступают пары в перегретом состоянии.
В данном случае можно выделить три зоны:
I – охлаждение паров до температуры
насыщения; II – конденсация паров и
III – охлаждение конденсата. В первой
зоне пары охлаждаются от температуры
до
и переходят в насыщенное состояние.
Коэффициент теплопередачи для этой
зоны имеет меньшую величину, чем в зоне
II, где происходит конденсация паров. В
зоне III коэффициент теплопередачи имеет
промежуточное значение.
Рисунок 8.35 – Профиль температур в конденсаторе-холодильнике
Тепловой баланс по зонам при условии полной конденсации насыщенного пара в количестве
где
и
–
энтальпия перегретого и насыщенного
пара соответственно;
–удельная
теплоемкость пара;
,
–
удельная теплота парообразования;
здесь
и
–
удельная теплоемкость и температура
конденсата.
.
Температуры охлаждающего агента (воды)
в начале и конце зоны II определяют из
уравнений теплового баланса
;
,
(
–
удельная теплоемкость охлаждающего
агента).
Общий расход охлаждающего агента
.
Для каждой зоны по известным уравнениям
рассчитывают среднюю разность температур
и коэффициент теплопередачи
.
Тогда поверхности теплообмена зон:
;
;
.
Конструктивный расчет . Задачей конструктивного расчета теплообменных аппаратов является определение основных размеров аппаратов и выбор их общей компоновки. Исходными данными для конструктивного расчета являются результаты теплового расчета: расходы теплоносителей, скорости их движения, начальные и конечные температуры, поверхность теплообмена.
Для трубчатых аппаратов конструктивный расчет сводится к определению числа или длины труб, размещению их в трубной решетке (с учетом числа ходов) и нахождению диаметра и высоты аппарата. Расчету подлежат также диаметры патрубков штуцеров теплообменника.
Общее
число труб теплообменника
при их среднем диаметре
и принятой длине
определяют по поверхности теплообмена
.
При
заданном расходе жидкости
и принятой скорости
ее движения 
по трубам с внутренним диаметром
число труб одного хода
.
Число ходов в трубном пространстве теплообменника
.
Внутренний диаметр кожуха теплообменника
определяется числом трубок, размещаемых
в трубной решетке. Отверстия для труб
в трубных решетках размещают равномерно
по всему сечению. Такое размещение
сравнительно легко осуществляется в
одноходовом теплообменнике. В многоходовых
теплообменниках, имеющих перегородки,
размещение труб производят обычно
графическим путем. По геометрической
конфигурации различают размещение
трубок по вершинам правильных
многоугольников и по концентрическим
окружностям.
При
размещении труб шаг
принимают в зависимости от их наружного
диаметра
,
при закреплении труб развальцовкой
,
а при закреплении их сваркой
.
Общее число труб
,
которое можно разместить на трубной
доске по вершинам равносторонних
треугольников в пределах вписанного в
круг шестиугольника,
,
где
–
число труб, размещающихся на диаметре
трубной решетки:
(
–
расчетная поверхность теплопередачи;
–
шаг труб;
–
поверхность 1 м трубы принятого
диаметра;–
отношение высоты
или длины
рабочей части теплообменника к его
диаметру).
Диаметр трубной решетки или внутренний диаметр кожуха теплообменника
.
Рабочая
длина
одной трубы
,
или
.
Полная
высота теплообменника
,
где
–толщина трубной
решетки (для стальных труб
мм,
для медных труб
мм);
–
высота камеры (крышки),
м.
Змеевики располагают в аппаратах таким образом, чтобы они по всей высоте находились в жидкости и со всех сторон не доходили до стенок аппарата на 0,25 – 0,4 м.
При известном внутреннем диаметре
аппарата
диаметр витка змеевика
составит
Общая длина труб змеевика
.
Длина
одного витка
змеевика
.
Число
витков
змеевика определяют из зависимости
,
где
–
расстояние между витками по вертикали,
.
Для пластинчатых теплообменников при конструктивном расчете определяют: размеры пластин и число каналов в одном пакете, число пластин в каждом пакете и число пакетов в аппарате, общее число пластин и основные размеры аппарата.
Число параллельных каналов в пакете для каждой среды
,
где
–
площадь поперечного сечения пакета,
(
–
объемный расход теплоносителя,
–
его скорость);
–
площадь сечения одного межпластинчатого
канала.
Полученное
значение
округляют до целого.
Число пластин в пакете
.
В крайних пакетах, соприкасающихся с плитами, общее число пластин на одну больше (концевую):
.
Поверхность теплопередачи одного пакета
,
где
–
поверхность теплопередачи одной
пластины.
Число пакетов (ходов) в теплообменнике
(
–рабочая поверхность
аппарата, найденная при тепловом
расчете).
Если
величина
получается дробной, то ее округляют до
целого числа и корректируют соответственно
поверхность всего аппарата:
.
Общее число пластин в аппарате (секции)
.
Гидравлический расчет теплообменников . Целью гидравлического расчета является определение сопротивления, создаваемого теплообменником, и мощности, необходимой для перемещения через него жидкости.
Гидравлическое
сопротивление теплообменника
складывается из потерей давления на
преодоление трения
и потери давления
,
расходуемого на преодоление местных
сопротивлений
.
Для кожухотрубчатых теплообменников полное гидравлическое сопротивление трубного пространства
,
где
–
коэффициент внешнего трения (см. раздел
1.3.4);
–
общая длина пути потока в трубах;
–
скорость потока в трубах;
–
плотность потока при его средней
температуре;
–
коэффициент местного сопротивления.
Гидравлическое сопротивление межтрубного пространства
.
Здесь
–средняя скорость
движения теплоносителя в межтрубном
пространстве;
–
его плотность при средней температуре;
–коэффициент
сопротивления для межтрубного пространства
(для теплообменников с длиной труб 6 м
величина
;
при длине труб 3 и 9 м принимают
поправочные коэффициенты 0,5 и 1,5
соответственно).
Гидравлическое сопротивление многопакетного пластинчатого теплообменного аппарата при одинаковом числе каналов во всех пакетах
,
,
где
–
коэффициент общего гидравлического
сопротивления единицы относительной
длины межпластинчатого канала;
и
–
эквивалентный диаметр и приведенная
длина одного межпластинного канала,
(
–
рабочая поверхность теплообмена одной
пластины;
–
ширина рабочей части пластины);
–
плотность теплоносителя при его средней
температуре;
–
его скорость в межпластинном канале;
–
число последовательно включенных
каналов или число пакетов в секции для
данной рабочей среды;
–
общее число пластин в секции (аппарате);
–
зазор между пластинами;
–
объемная производительность аппарата.
При
турбулентном течении (10 3 где Для
пластин типа 0,3р, 0,6р и 1,0(см. табл. 8.1): при
при Значения
коэффициентов A
иB
в уравнениях
(8.26) и (8.27) приведены в таблице 8.2. Таблица
8.2 – Значения коэффициентов A
иB
в уравнениях (8.26) и (8.27) Между
теплопередачей и потерей давления
существует тесная физическая и
экономическая связь, обусловленная
скоростью движения теплоносителей. Чем
больше скорости теплоносителей, тем
выше коэффициент теплопередачи и тем
компактнее для данной тепловой нагрузки
теплообменный аппарат, а следовательно,
меньше капитальные затраты. Но при этом
растет гидравлическое сопротивление
потоку и возрастают эксплуатационные
расходы. Поэтому скорость теплоносителя
выбирается в некоторых оптимальных
пределах, определяемых, с одной стороны,
стоимостью поверхности теплообмена
аппарата данной конструкции, а с другой –
стоимостью затрачиваемой энергии при
эксплуатации аппарата. Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны. Размещено на http://www.allbest.ru/ Министерство образования и науки РФ
Иркутский национальный исследовательский технический университет Кафедра теплоэнергетики Расчетно-графическая работа по дисциплине «Тепломассообменное оборудование ТЭС и промпредприятий» на тему: «Тепловой поверочный расчет кожухотрубного и пластинчатого теплообменников» Вариант 15 Выполнил: студент гр. ПТЭб-12-1 Распутин В.В. Проверил: доцент кафедры ТЭ Картавская В. М. Иркутск 2015г. ВВЕДЕНИЕ 1. Расчет тепловой нагрузки теплообменного аппарата 2. Расчет и выбор кожухотрубных теплообменников 3. Графо-аналитический метод определения коэффициента теплопередачи и поверхности нагрева 4. Расчет и выбор пластинчатого теплообменника 5. Сравнительный анализ теплообменных аппаратов 6. Гидравлический расчет кожухотрубных теплообменников, трубопроводов воды и конденсата, выбор насосов и конденсатоотводчика ЗАКЛЮЧЕНИЕ Кожухотрубные теплообменники представляют собой аппараты, выполненные из пучков труб, собранных при помощи трубных решеток, и ограниченные кожухами и крышками со штуцерами. Трубное и межтрубное пространства в аппарате разобщены, а каждое из этих пространств может быть разделено при помощи перегородок на несколько ходов. Перегородки устанавливаются с целью увеличения скорости, а, следовательно, и интенсивности теплообмена. где, соответственно расход, теплота парообразования и температура насыщения сухого насыщенного пара, кг/с, кДж/кг, С; - температура переохлаждения конденсата, С; теплоемкость конденсата греющего теплоносителя, кДж/(кг·К); - соответственно расход и удельная теплоемкость нагреваемой воды, кг/с и кДж/(кг·К) при средней температуре; - соответственно начальная и конечная температуры нагреваемой воды, С. Рисунок 2 - Схема вертикального подогревателя сетевой воды типа ПСВК-220: 1 - распределительная водяная камера; 2 - корпус; 3 - трубная система; 4 - малая водяная камера; 5 - съемная часть корпуса; А, Б - подвод и отвод сетевой воды; В - вход пара; Г - отвод конденсата; Д - отвод воздушной смеси; Е - слив воды из трубной системы; К - к дифманометру; Л - к указателю уровня В корпусе имеется нижний фланцевый разъем, что обеспечивает доступ к нижней трубной доске без выемки трубной системы. Применена однопроходная схема движения пара без застойных зон и завихрений. Усовершенствована конструкция пароотбойного щита и его крепление. Введен непрерывный отвод паровоздушной смеси. Введен каркас трубной системы, за счет чего повышена ее жесткость. Параметры указаны для латунных теплообменных труб при номинальном расходе сетевой воды и при указанном давлении сухого насыщенного пара. Материал труб - латунь, нержавеющая сталь, медноникилевая сталь. где л - коэффициент гидравлического сопротивления трения; L - длина трубы, м; щ тр - скорость потока внутри труб, м/с; d - внутренний диаметр трубы, м; с тр - плотность воды внутри труб, кг/м 3 ; z - число ходов; о 1 =2,5 - коэффициент поворота между ходами ; =1,5 - коэффициент гидравлического сопротивления штуцеров ; - скорость потока в штуцерах, определяемая по формуле , м/с. где Re мтр - число Рейнольдса для межтрубного пространства; щ мтр - скорость потока конденсата в межтрубном пространстве, м/с; с мтр - плотность конденсата в межтрубном пространстве, кг/м 3 ; о=1,5 - коэффициент гидравлического сопротивления входов и выходов воды в межтрубном пространстве ; x=4 - число сегментных перегородок ; m - число рядов труб, преодолеваемых потоком конденсата в межтрубном пространстве, определяемая по формуле Общая схема пастеризационно–охладительной установки и особенности конструирования пластинчатых теплообменников. Влияние загрязнений и конструктивных особенностей пластинчатых теплообменников на коэффициент теплопередачи. Установка осветительного фильтра. курсовая работа , добавлен 30.06.2014 Расчет тепловой схемы отопительной котельной. Подбор котлов и гидравлический расчет трубопроводов. Выбор способа водоподготовки и теплообменников. Аэродинамический расчет газовоздушного тракта котельной, температурного удлинения и взрывных клапанов. курсовая работа , добавлен 25.12.2014 Расчет режима работы и показателей экономичности теплонасосной установки. Выбор насосов, схем включения испарителей, конденсаторов, диаметров трубопроводов. Тепловой расчет и подбор теплообменников. Разработка принципиальной схемы системы водоснабжения. курсовая работа , добавлен 23.03.2014 Сравнительный анализ теплообменников. Технологический процесс нагрева растительного масла. Теплотехнический, конструктивный, гидравлический и прочностной расчет теплообменника. Определение тепловой изоляции внутренней и наружной поверхностей трубы. дипломная работа , добавлен 08.09.2014 Тепловой, конструктивный и гидравлический расчет кожухотрубного теплообменника. Определение площади теплопередающей поверхности. Подбор конструкционных материалов и способ размещения трубных решеток. Выбор насоса с необходимым напором при перекачке воды. курсовая работа , добавлен 15.01.2011 Тип теплоутилизатора и котлоагрегата. Поверхность теплообмена для передачи заданного количества теплоты. Основные особенности работы контактных теплообменников. Выбор типоразмера теплоутилизатора. Тепловой, конструктивный и гидравлический расчет. курсовая работа , добавлен 08.02.2011 Назначение, устройство и классификация теплообменных аппаратов, их функциональные, конструктивные признаки; схемы движения теплоносителей; средний температурный напор. Тепловой и гидромеханический расчёт и выбор оптимального пластинчатого теплообменника. курсовая работа , добавлен 10.04.2012 Выбор и расчет тепловой схемы. Характеристика оборудования по водоводяному и газовоздушному тракту. Расчёт и выбор теплообменников, топливоподачи с ленточным конвейером. Автоматизация котла КВ-ТС-20. Расчет технико-экономических показателей котельной. дипломная работа , добавлен 30.07.2011 Сведения о системах автоматического управления и регулирования. Основные линейные законы. Комбинированные и каскадные системы регулирования. Регулирование тепловых процессов, кожухотрубных теплообменников. Автоматизация абсорбционных и выпарных установок. курс лекций , добавлен 01.12.2010 Понятие, виды, технологическое назначение и конструкции теплообменников. Теплофизические свойства теплоносителей. Тепловой, компоновочный и гидравлический расчет теплообменного аппарата. Характеристика калорифера, классификация и принципы его работы. Различают проектный и поверочный расчеты теплообменников. Целью проектного расчета является определение необходимой поверхности теплообмена и режима работы теплообменника для обеспечения заданного переноса теплоты от одного теплоносителя другому. Задачей поверочного расчета является определение количества передаваемой теплоты и конечных температур теплоносителей в данном теплообменнике с известной поверхностью теплообмена при заданных условиях его работы. Эти расчеты основываются на использовании уравнения теплопередачи и тепловых балансов. Исходными данными для проектного расчета
чаще всего являются: G
– расход одного или обоих (G
, D
) теплоносителей, кг/с; Тн, Тк
– начальная и конечная температуры, К; р
– давление сред; с,
m, r
– теплоемкость, вязкость и плотность теплоносителей (эти величины могут быть не заданы, тогда их следует определять из справочной литературы). Кроме того, часто указывается и тип проектируемого теплообменника. Если он не указан, то необходимо сначала провести технико-экономическое обоснование выбранного типа. Задачей проектного теплового расчета теплообменника является определение поверхности теплообмена в результате совместного решения интегрального уравнения теплопередачи и уравнений тепловых балансов: Если теплоносители изменяют агрегатное состояние в процессе теплообмена, расчет тепловой нагрузки (удельного теплового потока) производится через энтальпии: где Gтг, Gтх
– массовые расходы горячего и холодного теплоносителей, кг/с
; h¢,h¢¢
–
коэффициенты (КПД), учитывающие потери (приток) тепла в теплообменных аппаратах. Значения физических констант свойств теплоносителей можно принимать как среднеинтегральные величины, если в рассматриваемом интервале температур их нельзя считать постоянными. С некоторым приближением (что на практике чаще и делают) расчетное значение теплоемкости можно брать как истинное значение сp
при средней температуре теплоносителя либо как среднее арифметическое истинных теплоемкостей при конечных температурах. Значение коэффициентов h
наиболее точно определяют опытным или расчетным путем. Из промышленной практики известно, что для теплообменников потери тепла в окружающую среду обычно невелики и составляют 2–3 % от общего переданного тепла. Поэтому в приближенных расчетах можно принять h
= 0,97–0,98. Уравнения тепловых балансов служат для нахождения расходов теплоносителей или их конечных температур. Если ни то, ни другое не задано, то, как правило, задаются начальными и конечными значениями температур теплоносителей с таким расчетом, чтобы минимальная разность температур между теплоносителями была не менее 5–7 К. Поверхность теплообмена определяют из основного уравнения теплопередачи, предварительно задавшись ориентировочным значением коэффициента теплопередачи. Расчет температурного напора состоит в определении средней разности температур DТср
и вычислении средних температур теплоносителей Тср
и qср
: При определении DТср
сначала устанавливают характер изменения температур теплоносителей и выбирают схему их движения, стремясь обеспечить как можно большее значение среднего температурного напора. С точки зрения условий теплообмена наиболее выгодна противоточная схема, которая не всегда может быть осуществлена на практике (например, если конечная температура одного из теплоносителей по технологическим соображениям не должна превышать определенного значения, то часто выбирают прямоток). Смешанная и перекрестная схемы движения (наиболее часто встречающиеся в практике) занимают промежуточное положение между прямотоком и противотоком. Вычисление DТср,
DТб,
DТм
для указанных схем связано с определенными трудностями. В литературе известны формулы для вычисления DТср
при смешанном и перекрестном токе, которые однако сложны, громоздки и поэтому неудобны. При выполнении тепловых расчетов трубчатых теплообменных аппаратов коэффициент теплопередачи обычно определяется по формулам для плоской стенки: где aг, ax
– коэффициенты теплоотдачи от горячего теплоносителя к стенке и от стенки к холодному теплоносителю соответственно. Это не вносит больших погрешностей и вместе с тем значительно упрощает расчет. Исключение составляют ребристые поверхности и толстостенные гладкие трубы, у которых dн/dвн
>2,0. Во избежание погрешностей расчет их по формулам для плоской стенки проводить не рекомендуется. Уравнение для расчета коэффициента теплопередачи выражает принцип аддитивности термических сопротивлений при передаче тепла через стенку. Понятие о термическом сопротивлении введено для лучшего представления процесса теплообмена и удобства оперирования величинами сопротивлений при сложных тепловых расчетах. В частности, всегда следует помнить, что, исходя из принципа аддитивности, величина k
будет всегда меньше наименьшего значения a
(это условие является критерием проверки правильности сделанных вычислений, а также указывает на способы повышения интенсивности теплообмена; следует стремиться повысить меньшее значение a
). Кроме того, при расчетах параметра k
следует ориентироваться на опытные значения. При проектировании новых теплообменных аппаратов обязательно нужно учесть возможность загрязнения теплообменной поверхности и принять соответствующий запас. Учет загрязнения поверхности производят двумя способами: либо путем введения так называемого коэффициента загрязнений h3
, на который умножается коэффициент теплопередачи, рассчитанный для чистых труб: либо путем введения термических сопротивлений загрязнений: где R1
и R2
– термические сопротивления загрязнений с наружной и внутренней поверхностей теплообмена, которые выбираются по практическим данным, приведенным в справочной литературе. Коэффициенты теплоотдачи, входящие в уравнения, определяются из критериальных выражений вида где ; l
– определяющий размер; w
– скорость теплоносителя; с,
m
и
l
– теплоемкость, вязкость и теплопроводность теплоносителя; b
– коэффициент объемного расширения, DТ
– локальный температурный напор. Конкретный вид критериального уравнения зависит от условий рассматриваемой задачи (нагревание, охлаждение, конденсация, кипение), режимов течения теплоносителей, типа и конструкции теплообменного аппарата. При подборе стандартизированного теплообменника задаются ориентировочным значением коэффициента теплопередачи К
. Затем по справочникам подбирают теплообменник и далее проводят расчет поверхности теплопередачи по рассмотренной схеме. При удовлетворительном совпадении расчета площади теплообмена тепловой расчет теплообменника заканчивают и переходят к его гидравлическому расчету, целью которого является определение гидравлического сопротивления теплообменника.
–
угол наклона гофра;
–
угол при вершине гофра.
; (8.26)
. (8.27)Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
ВВЕДЕНИЕ
В работе приводится расчет и выбор двух видов теплообменников кожухотрубного и пластинчатого.
Теплообменники этого типа предназначаются для теплообмена между жидкостями и газами. В большинстве случаев пар (греющий теплоноситель) вводится в межтрубное пространство, а нагреваемая жидкость протекает по трубкам. Конденсат из межтрубного пространства выходит к конденсатоотводчику через штуцер, расположенный в нижней части кожуха.
Другой вид - пластинчатые теплообменные аппараты. В них поверхность теплообмена образована набором тонких штампованных гофрированных пластин. Эти аппараты могут быть разборными, полу-разборными и неразборными (сварными).
В пластинах разборных теплообменников имеются угловые отверстия для прохода теплоносителей и пазы, в которых закрепляются уплотнительные и компонующие прокладки из специальных термостойких резин.
Пластины сжимаются между неподвижной и подвижной плитами, таким образом, что, благодаря прокладкам между ними, образуются каналы для поочередного прохода горячего и холодного теплоносителей. Плиты снабжены штуцерами для присоединения трубопроводов.
Неподвижная плита крепится к полу, пластины и подвижная плита - закрепляются в специальной раме. Группа пластин, образующих систему параллельных каналов, в которых данный теплоноситель движется только в одном направлении, составляет пакет. Пакет по существу аналогичен одному ходу по трубам в многоходовых кожухотрубных теплообменниках.
Цель работы - произвести тепловой и поверочный расчет кожухотрубных и пластинчатого теплообменников.
Для этого необходимо:
рассчитать тепловую нагрузку теплообменного аппарата;
рассчитать и выбрать:
кожухотрубные теплообменники из стандартного ряда;
пластинчатый теплообменник из стандартного ряда.
Задание выполнить тепловой поверочный расчет кожухотрубных и пластинчатого теплообменников.
Исходные данные:
Теплоноситель:
греющий - сухой насыщенный пар;
нагреваемый - вода.
Параметры греющего теплоносителя:
давление Р 1 = 1,5 МПа;
температура t 1к = t н.
Параметры нагреваемого теплоносителя:
расход G 2 = 80 кг/с;
температура на входе t 2н = 40С;
температура на выходе t 2к = 170С.
Расположение труб вертикальное.
1.
Расчет тепловой нагрузки теплообменного аппарата
Тепловая нагрузка из уравнения теплового баланса
,
кожухотрубный теплообменник пластинчатый нагрев
где - теплота, переданная греющим теплоносителем (сухим насыщенным паром), кВт; - теплота, воспринятая нагреваемым теплоносителем (водой), кВт; КПД теплообменника, учитывающий потери теплоты в окружающую среду.
Уравнение теплового баланса при изменении агрегатного состояния одного из теплоносителей
,
По давлению греющего теплоносителя Р 1 = 1,5 МПа определяем по температуру насыщения t н = 198,3С и теплоту парообразования r = 1946,3 кДж/кг.
Определяющая температура конденсата
С.
Теплофизические параметры конденсата при =198,3С из :
плотность 1 = 1963,9 кг/м 3 ;
теплоемкость = 4,49 кДж/(кг·К);
теплопроводность 1 = 0,66 Вт/(м·К);
динамический коэффициент вязкости 1 =13610 -6 Пас;
кинематическая вязкость н 1 = 1,5610 -7 м 2 /с;
число Прандтля Pr 1 =0,92.
Определяющая температура воды
С.
Теплофизические параметры воды при = С из :
плотность 2 = 1134,68 кг/м 3 ;
теплоемкость = 4,223 кДж/(кг·К);
теплопроводность 2 = 0,68 Вт/(м·К);
динамический коэффициент вязкости 2 = 26810 -6 Пас;
кинематическая вязкость н 2 = 2,810 -7 м 2 /с;
число Прандтля Pr 2 = 1,7.
Теплота, воспринятая нагреваемой водой без изменения агрегатного состояния
Теплота, переданная сухим насыщенным паром при изменении агрегатного состояния
МВт.
Расход греющего теплоносителя
кг/с.
Выбор схемы движения теплоносителей и определение среднего температурного напора
На рис.1 представлен график изменения температур теплоносителей по поверхности теплообменника при противотоке.
Рисунок 1 - График изменения температур теплоносителей по поверхности теплообмена при противотоке
В теплообменном аппарате происходит изменение агрегатного состояния греющего теплоносителя, следовательно, средний логарифмический температурный напор находится по формуле
.
С,
где C- большая разность температур двух теплоносителей на концах теплообменника; C - меньшая разность температур двух теплоносителей на концах теплообменника.
Принимаем ориентировочное значение коэффициента теплопередачи
ор =2250 Вт/(м 2 ·К).
Тогда из основного уравнения теплопередачи ориентировочная площадь поверхности теплообмена
м 2 .
2.
Расчет и выбор кожухотрубных теплообменников
Между труб в кожухотрубном теплообменнике движется греющий теплоноситель - конденсирующийся сухой насыщенный пар, в трубах - нагреваемый теплоноситель вода, коэффициент теплоотдачи конденсирующегося пара выше, чем у воды.
Выбираем вертикальный сетевой подогреватель типа ПСВК-220-1,6-1,6 (рис.2) .
Основные размеры и технические характеристики теплообменника:
Диаметр корпуса D = 1345 мм.
Толщина стенки = 2 мм.
Наружный диаметр труб d = 24 мм.
Число ходов теплоносителя z = 4.
Общее число труб n = 1560.
Длина труб L = 3410 мм.
Площадь поверхности теплообмена F = 220 м 2 .
Выбран вертикальный подогреватель сетевой воды ПСВК-220-1,6-1,6 (рис. 4) с поверхностью теплообмена F = 220 м 2 .
Условное обозначение теплообменника ПСВК-220-1,6-1,6: П подогреватель; С сетевой воды; В вертикальный; К для котельных; 220 м 2 - площадь поверхности теплообмена; 1,6 МПа - максимальное рабочее давление греющего сухого насыщенного пара, МПа; 1,6 МПа - максимальное рабочее давление сетевой воды.
Так как в теплообменнике происходит пленочная конденсация пара на наружной поверхности вертикально расположенных труб, воспользуемся следующей формулой коэффициента теплоотдачи от конденсирующегося сухого насыщенного пара к стенке из :
Вт/(м 2 К),
где = 0,66 Вт/(мК) - коэффициент теплопроводности насыщенной жидкости; = кг/м 3 - плотность насыщенной жидкости при С; Пас - коэффициент динамической вязкости насыщенной жидкости.
Определим коэффициент теплоотдачи для трубного пространства (нагреваемый теплоноситель - вода).
Для определения коэффициента теплоотдачи необходимо определить режим течения воды по трубкам. Для этого вычисляем критерии Рейнольдса :
,
где d вн = d-2 = 24-22 = 20 мм = 0,02 м - внутренний диаметр трубок; n = 1560 - общее число трубок; z = 4 - число ходов; Пас динамический коэффициент вязкости воды.
= 10 4 - режим течения турбулентный, тогда критерий Нуссельта из
,
Коэффициент теплоотдачи от стенки к нагреваемому теплоносителю
Вт/(м 2 К),
где Вт/(м 2 К) - коэффициент теплопроводности воды при С.
Определим скорость воды:
Проверка температуры стенки:
Принимаем, что трубы изготовлены из латуни, коэффициент теплопроводности ст = 111 Вт/(м·К) по .
По наибольшему значению коэффициента теплоотдачи от пара к стенке определяем коэффициент теплопередачи:
Вт/(м 2 К).
Определяем площадь поверхности теплообмена:
м 2 ,
где МВт - теплота, переданная греющим теплоносителем; С - средний температурный напор.
Запас:
.
3. Графо-аналитический метод определения коэффициента
теплопередачи и поверхности нагрева
Коэффициент теплопередачи определяем графо-аналитическим методом, для чего предварительно находим для различных участков перехода теплоты зависимость между плотностью теплового потока q и перепадом температур t.
а) Передача тепла от пара к стенке.
Коэффициент теплоотдачи определяем по формуле
где H=3,41м - высота трубок в одном ходе.
Для найденного значения 1 определяем плотность теплового потока
Задавшись рядом значений, вычисляем соответствующие им величины и:
Связь между q 2 и t 2 изображается графически прямой линией (рис. 3).
в) Передача теплоты через накипь
где нак =3,49 Вт/(мС) - теплопроводность накипи; толщина накипи.
Задавшись рядом значений, вычисляем величину:
Строим кривую рис. 3.
Складывая ординаты четырех зависимостей, строим суммарную кривую температурных перепадов. Из точки m на оси ординат, соответствующей, проводим прямую, параллельную оси абсцисс до пересечения ее с суммарной кривой. Из точки пересечения n опускаем перпендикуляр n на ось абсцисс и находим значение q=49500 Вт/м 2 .
Рисунок 3 - Зависимость теплового напряжения поверхности нагрева от температурного напора
При этом коэффициент теплопередачи
Поверхность нагрева теплообменника
4. Расчет и выбор пластинчатого теплообменника
Выбираю стандартный теплообменник (рис.4, табл. 2.13 ).
Параметры теплообмена и основные параметры разборных пластинчатых теплообменников (по ГОСТ 15518-83) со следующими характеристиками:
площадь поверхности теплообмена F=250м 2 ;
площадь платины f=0,6м 2 ;
количество пластин N=420;
эквивалентный диаметр канала d э =8,3мм;
приведенная длина канала L=1,01м;
поперечное сечение канала S=0,00245м 2 .
Условное обозначение теплообменника ТПР-0,6Е-250-1-2-10 (рис.4): Т - теплообменник; П - пластинчатый; Р - разборный; 0,6 м 2 - площадь одной пластины; Е - тип пластин; 250м 2 - площадь поверхности теплообмена; 1 - на консольной раме; 2 - марка материала; 10 - марка материала прокладки.
Скорость жидкости в каналах найдем по формуле
м/с,
где кг/с - расход нагреваемого теплоносителя; кг/м 3 - плотность воды при = 105?С; N = 420 - количество пластин аппарата; S = 0,00245м 2 поперечное сечение канала.
Рисунок 4 - Разборный пластинчатый теплообменник типа ТПР-0,6Е-250-1-2-10
;
Критерий Нуссельта
;
Коэффициент теплоотдачи к воде рассчитывается по формуле
Вт/(м 2 К).
Определяем значение Температура стенки t ст =(t н +/2=(198,3+170)/2=184,2. Тогда
При этом критерий Рейнольдса рассчитывается по формуле
Коэффициент теплоотдачи от сухого насыщенного пара к стенке
Вт/(м 2 К),
где = 240 коэффициент, зависящий от типа (площади) пластины, при f=0,6м 2 .
Теплопроводность нержавеющей стали л = 111 Вт/(мК).
Тогда значение коэффициента теплопередачи составит
Вт/(м 2 К).
Уточняем значение
Температура стенки составит
Так как полученное значение температуры стенки мало отличается от принятого, то рассчитываем поверхность теплообмена.
Требуемая поверхность теплообмена
м 2 ;
Запас поверхности составит
.
5
. Сравнительный анализ теплообменных аппаратов
Сравнивая выбранные кожухотрубные и пластинчатый теплообменники, можно сделать вывод, что пластинчатый теплообменник предпочтительнее, особенно по габаритам, так как длина канала у пластинчатого L=1,01 м, а кожухотрубных L=3,41м.
Пластинчатые теплообменники экономически выгодны и по эксплуатационным показателям превосходят лучшие кожухотрубные .
Таким образом, можно сделать вывод, что в нашем случае предпочтительнее установить пластинчатый теплообменник, тем более, что запас поверхности нагрева его составляет % против отсутствия практически такового у кожухотрубных, - существует возможность обеспечения тепловой нагрузки выше расчетной 46,2 МВт.
Таблица 1 - Сравнительный анализ теплообменников
6. Гидравлический расчет кожухотрубных теплообменников, трубопроводов воды и конденсата, выбор насосов и конденсатоотводчика
Потери давления воды в трубном пространстве с учетом шероховатости труб и сопротивлений входного и выходного штуцеров определяется по формуле
где G тр - расход воды, кг/с; d ш - диаметр штуцера, м, определяемый в зависимости от диаметра кожуха .
Коэффициент гидравлического сопротивления трения при турбулентном течении жидкости внутри труб определяется по формуле
где Re тр - число Рейнольдса для трубного пространства; е=Д/d - отношение величины шероховатости Д=0,2 мм к внутреннему диаметру трубы d, мм.
Гидравлическое сопротивление
Скорость воды в трубках
где плотность воды при температуре =105 С.
Внутренний диаметр штуцеров по принимаем d ш =300 мм=0,3 м.
Скорость потока воды в штуцерах
0,99 м/с.
Коэффициент гидравлического сопротивления трения при турбулентном течении жидкости внутри труб из
,
где e=/d=0,0002/0,02=0,01 - отношение величины шероховатости =0,2мм.
Таким образом, определим потери давления в трубном пространстве теплообменника:
Па.
Скорость конденсата в межтрубном пространстве определяют по формуле
0,4 м/с,
где 0,03 м 2 - площадь сечения потока между перегородками; 1963,9 кг/м 3 - плотность конденсата при температуре =198,3 С. Потери давления конденсата в межтрубном пространстве определяются по формуле
где мтр.ш - скорость потока конденсата в штуцерах, м/с, определяемая по формуле
0,17 м/с,
где G 1 =23,73 кг/с - расход конденсата; кг/м 3 - плотность конденсата при температуре =198,3 С; d мтр.ш = 0,3 м - диаметр штуцеров к кожуху из .
= 8226,2 Па.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
В расчетно-графической работе был произведен поверочный расчет кожухотрубчатых и пластинчатого теплообменников для нагрева воды за счет теплоты конденсации водяного пара. В результате были выбраны стандартные теплообменники:
для нагрева воды за счет теплоты конденсации водяного пара ПСВК-220-1,6-1,6;
По результатам поверочного расчета были получены следующие результаты: тепловая нагрузка МВт; расчетный коэффициент теплопередачи Вт/(м 2 К); стандартная площадь поверхности теплообмена в первой секции =м 2 .
Расчетный коэффициент теплопередачи пластинчатого теплообменника Вт/(м 2 К) и стандартная площадь поверхности теплообмена 250 м 2 .
Выполнен гидравлический расчет с учетом местных сопротивлений, а также потерь давления в трубопроводах, длина которых принята самостоятельно.
Выбраны насосы для теплоносителей с учетом их расхода и напора, который должны создать насосы. Для нагреваемого теплоносителя - насос Х90/85, для охлажденного конденсата - насос Х90/33. Также выбраны для питания насосов электродвигатели АО-103-4 и АО2-91-2. Для отвода конденсата выбран конденсатоотводчик типа КА2Х26.16.13 и давлением пара 1,3 МПа.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
1. Картавская В.М. Тепломассообменное оборудование ТЭС и промпредприятий [Электронный ресурс]: учеб. пособие. - Иркутск: Изд-во ИрГТУ, 2014.
2. Александров А.А., Григорьев Б.А. Таблицы теплофизических свойств воды и водяного пара: справочник. - М.: Издательский дом МЭИ, 2006. - 168с.
3. Авчухов В.В., Паюсте Б.Я. Задачник по процессам тепломассообмена: учеб. пособие. М.: Энергоатомиздат, 1986. - 144с.
4. Лебедев П.Д. Теплообменные, сушильные и холодильные установки: учеб. пособие - М.: Энергия, 1972. - 317 с.
5. Теплообменное оборудование для промышленных установок и систем теплоснабжения. Промышленный каталог [Электронный ресурс]. - М.: ФГУП ВНИИАМ, 2004.
6. Основные процессы и аппараты химической технологии: пособие по проектированию/ под ред. Ю.И. Дытнерского. - М.: Альянс, 2008. - 496с.
7. Оборудование для пароконденсатных систем. Промышленный каталог [Электронный ресурс]. - Режим доступа: http://www.relasko.ru (29 апреля 2015).
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
,
0,65–0,85,
,
,