Расчет варианта 3

Коэффициенты теплоотдачи от пара к стенкам труб для вертикального и горизонтального аппаратов при средней температуре пленки конденсата t_пл=105,5

Критерий Рейнольдса для воды при t_ср=32,5 ⁰С

Коэффициент теплоотдачи от труб к воде α’₂ при устойчивом турбулентном течении жидкости (Re>10⁴) и при t_ср=32,5 ⁰С, считая (Pr/Pr_ст)^0,25=1,0

Сумму термических сопротивлений r принимаем такой же, как и в предыдущих расчетах варианта 2, а именно r=0,00074 (м²*К)/Вт. Коэффициенты теплопередачи для вертикального и горизонтального аппаратов соответственно

Расчетная площадь поверхности теплопередачи для вертикального и горизонтального аппаратов соответственно

Для вертикального аппарата расчетная площадь поверхности теплопередачи, F’_{расч.верт}=57,9 м² оказалась больше номинальной нормализованного аппарата F_норм=57 м², поэтому следует отказаться от варианта установки вертикального аппарата.

Для горизонтального аппарата запас площади поверхности теплопередачи ∆’_гор составляет

Для горизонтального аппарата запас площади поверхности теплопередачи ∆’_гор несколько завышен, но все же такой аппарат можно использовать для процесса конденсации пара.

Для горизонтального аппарата рассчитываем температуру стенки со стороны пара t’_ст1 и со стороны воды t’_ст2

Уточним величину отношения (Pr/Pr_ст)^0,25

Критерий Pr_ст при температуре стенки t_ст2 =45 ⁰С

Pr_ст=3,54

(Pr/Prст)^0,25=(5,44/3,54)^0,25=1,11

Уточненное значение коэффициента теплопередачи от труб к воде α₂

Уточненное значение коэффициента теплопередачи К_гор

Уточненное значение температур стенок t_ст1 и t_ст2

Уточненное значение температуры пленки конденсата t’_пл

Разность температур ∆t между конденсирующимся паром и стенкой

∆t<48 ⁰С =>не будем вносить корректировок в расчет α_1гор и уточнять значения температур стенок

t_ст1 и t_ст2

Уточненное значение расчетной площади поверхности теплопередачи F_{расч.гор} для горизонтального аппарата

Уточненный запас площади поверхности теплопередачи ∆_гор

Запас площади поверхности теплопередачи является завышенным, но все же такой аппарат может быть принят к установке.

Для проверки правильности выполненных расчетов найдем поверхностную плотность тепловых потоков со стороны пара q’, со стороны воды q’’, и передаваемую от пара к воде q’’’:

Расхождения поверхностей плотности теплового потока – отсутствуют, поэтому никаких корректировок в расчет вносить не требуется.

Проверим выполнение соотношения ∆t_ср=73,05 ⁰С

Соотношение выполняется, следовательно, расчет выполнен верно.

Сопоставление вариантов 2 и 3

Теплообменники вариантов 2 и 3 имеют одинаковую массу, у них одинаковая длина труб их диаметр кожуха. Главное различие этих аппаратов состоит в числе ходов по трубному пространству, сопоставление проведем по величине гидравлического сопротивления трубного пространства теплообменников.

Величина гидравлического сопротивления пропорциональна скоростному давлению теплоносителя (w²*ρ)/2. В варианте 2 скорость воды в трубах аппарата больше скорости воды варианта 3 в 2,33 раза. К тому же в варианте 2 теплообменник является четырехходовым по трубному пространству, а в варианте 3 – двухходовым. Поэтому даже не проводя расчетов, можно утверждать – В теплообменнике варианта 2 гидравлическое сопротивление трубного пространства будет значительно больше, чем в варианте 3. Следовательно, несмотря на несколько завышенный запас площади поверхности теплопередачи, вариант 3 является более предпочтительным, чем вариант 2.

В дальнейшем лучший из кожухотрубчатых аппаратов (вариант 3), сопоставим с лучшим вариантом пластинчатого теплообменника.

Расчет гидравлического сопротивления трубного пространства теплообменника 3

Гидравлическое сопротивление трубного пространства теплообменника ∆Р рассчитывается по формуле

Где ∆Р_тр – сопротивление трения

∑∆Р_м.с.i – сумма местных сопротивлений

Сопротивление трения для неизотермического потока

Где λ_тр – коэффициент трения

z – число ходов по трубам

L – длина труб

Примем, что трубы аппарата имеют незначительную коррозию и их шероховатость составляет е=0,2 мм. Отношение внутреннего диаметра труб к шероховатости d_вн/е=21/0,2=105, для Re=16169,2 и d_вн/е=105 находим λ_тр=0,037.

Потеря давления на преодоление трения в трубах

Потеря давления на преодоление местных сопротивлений рассчитывается

Где ∆Р₁ – сопротивление на входе в аппарат и выходе из него

∆ Р₂ – сопротивление при входе в трубы и выходе из них

∆ Р₃ – сопротивление при повороте потока на 180⁰ из одного хода в другой

При D=600мм и z=2 условный диаметр штуцера d_y=200 мм.

Скорость воды в штуцерах

Скорость воды в штуцерах больше скорости в трубах, поэтому потери давления для входа в аппарат и выхода из него находим по скорости в штуцерах W_ш, а потери давления при входе в трубы и выходе из них и при повороте из одного хода в другой – по скорости в трубах. Тогда

Где ζ₁=1,5 – коэффициент местного сопротивления при входе в аппарат и выходе из него

n₁ – число штуцеров.

Где ζ₂=1 – коэффициент местного сопротивления при входе в трубы и выходе из них

n₂=4 – число входов в трубы и выходов из труб

Где ζ₃=2,5 – коэффициент местного сопротивления при повороте потока на 180 ⁰С

n₃=1 – число поворотов на 180 ⁰С

Общее гидравлическое сопротивление трубного пространства теплообменника