Методичка тепломассообмен_

Министерство образования и науки Российской Федерации

Дальневосточный федеральный университет

ТЕПЛОМАССООБМЕН

Методические указания к курсовому проектированию для студентов специальностим 270109 «Теплогазоснабжение и вентиляция»

Владивосток Издательство Дальневосточного

федерального университета

2011

УДК 621.1.016.4 ББК 31.31

Т34

Т34 Тепломассообмен: метод. указания / сост. Г.А. Захаров, К.В. Цыганкова, А.А. Еськин ; Дальневост. федерал. ун-т. – Владивосток: Изд-во Дальневост. федерал ун-та. – 32 с.

Рассматриваются основные вопросы теплообмена и гидродинамики, относящиеся к разделам курса «Теплопроводность» и «Теплопередача» и возникающие при проектировании теплообменных аппаратов различного назначения.

Приведены методики теплового расчета конвективных теплообменников, емкостных подогревателей и аппаратов с фазовыми переходами теплоносителей в процессе теплообмена.

Изложен метод расчета тепловой изоляции цилиндрических поверхностей.

Методические указания предназначены для курсового проектирования студентов специальности 270109 «Теплогазоснабжение и вентиляция».

УДК 621.1.016.4 ББК 31.31

2

ОБЩИЕ УКАЗАНИЯ

Курсовой проект теплового расчета теплообменных аппаратов является практической частью курса «Тепломассообмен».

Проектирование ведется на основе индивидуального задания, выдаваемого студенту. Задание состоит из конструктивной схемы теплообменника, назначения аппарата и его компоновки. На бланке задания приводятся необходимые данные для проектирования: режим работы, тепловая нагрузка, параметры греющей среды, параметры нагреваемой среды, температура на поверхности изоляции, материал изоляции.

Вметодических указаниях изложены основные этапы проектирования теплообменников, приведены конкретные рекомендации по отдельным, принципиально важным вопросам расчета и проектирования.

При выполнении курсового проекта следует использовать учебную, справочную и нормативную литературу, рекомендуемую руководителем проекта.

1.ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

1.1.Характеристика аппарата

Всоответствии с заданием на курсовое проектирование руководителем указываются: назначение аппарата, тепловая нагрузка, тип теплообменника, его конструктивная схема, схема движения и параметры теплоносителей, режим и продолжительность работы, компоновка. Дополнительно может быть задано место установки. В этом случае приводятся параметры воздушной среды помещения.

1.2. Параметры греющей среды

Выбор расчетных параметров греющего теплоносителя производится в зависимости от вида теплоисточника (тепловая сеть, местная котельная, теплоноситель из системы охлаждения тепловых двигателей и т. д.).

Расчетная температура греющего теплоносителя на входе в теплообменник в зависимости от источника теплоснабжения может приниматься равной 150; 130; 95 °С – для теплосетей и котельных; 90 °С,

3

если греющей средой является вода из системы охлаждения двигателей внутреннего сгорания. Температура греющей среды на выходе из аппарата принимается равной 70 °С в случае теплоснабжения от теплосети или котельной, для второго случая она равна 60 °С.

Для пароводяных подогревателей греющей средой является насыщенный пар, его термодинамические параметры на входе в теплообменник принимаются по давлению греющего насыщенного пара.

Температура конденсата на выходе из теплообменника принимается равной температуре насыщения при давлении греющего пара без учета переохлаждения конденсата в аппарате.

1.3. Параметры нагреваемой среды

Расчетные параметры нагреваемой среды принимаются в зависимости от назначения аппарата.

Для подогревателей горячего водоснабжения нормируемая температура нагреваемой воды на входе в аппарат равна + 5 °С в зимний и переходный периоды. В летний период она принимается равной + 15 °С. Температура воды на выходе из теплообменников задается в пределах 60–70 °С.

Для пароводяных подогревателей, применяемых в качестве подогревателей сетевой воды, температура нагреваемой среды на входе в аппарат принимается равной 70 °С; температура на выходе должна иметь нормируемое значение соответственно 95; 130; 150 °С.

Для теплообменников специального назначения параметры греющих и нагреваемых сред задаются преподавателем.

2. РАСЧЕТ КОНВЕКТИВНЫХ ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ

Наиболее распространенным типом конвективных теплообменников являются горизонтальные кожухотрубные аппараты, конструктивная схема которых приведена на рис. 2.1.

Греющая среда движется внутри труб трубного пучка 6. Нагреваемая среда течет в межтрубном пространстве аппарата между внутренней поверхностью цилиндрического кожуха 3 и внешней поверхностью пучков. В теплообменнике применена противоточная схема движения теплоносителей для обеспечения максимального значения коэффициента теплопередачи.

4

Рис. 2.1. Конвективный теплообменный аппарат:

1 – фланец; 2 – конический переход; 3 – корпус; 4 – патрубок; 5 – прокладка уплотнительная; 6 – горизонтальный трубный пучок; 7 – трубная доска

2.1. Основные уравнения теплового расчета

Конструктивный тепловой расчет теплообменников с целью определения требуемой поверхности теплопередачи производится на основании решения уравнения теплового баланса между греющей и нагреваемой средой и уравнения теплопередачи:

G C	(t'	−t''	)η =G C	p2	(t''	−t'	),	(2.1)
1 p1	ж1	ж1	2		ж2	ж2

где G1 – расход греющей среды, кг/ч; G2 – расход нагреваемой среды, кг/ч;

Cp1 – теплоемкость греющей среды, кДж/кг·К; Cp2 – теплоемкость нагреваемой среды, кДж/кг·К;

tж' 1, tж' 2 – температуры греющей и нагреваемой сред на входе в

аппарат,°С;

tж'' 1, tж'' 2 – температуры греющей и нагреваемой сред на выходе из аппарата, °С;

5

η – коэффициент полезного действия теплообменного аппарата, учитывающий потери теплоты с поверхности изоляции теплообменника в окружающую среду (η = 0,98).

С учетом заданной тепловой нагрузки на теплообменный аппарат, например, для горячего водоснабжения, уравнение теплового баланса для греющей и нагреваемой сред имеют вид:

Qг.в. =G C		(t'		−t''		)η , Вт;		(2.2)
1 p1			ж1		ж1
Qг.в. =G C	p2		(t''		−t'		), Вт,	(2.3)
2			ж2		ж2
из которых определяются массовые расходы сред.
Для решения уравнения теплопередачи вида:
Qг.в. =QТ = KFТ.П.						tср , Вт,		(2.4)

где K – коэффициент теплопередачи, Вт/м2·К;

FТ.П. – поверхность теплообмена, м2;

∆tср – средняя логарифмическая разность температур между средами, определяемая по формуле:

tср =	tб −		tм		, °С,	(2.5)
	ln		tб
			tм

необходимо предварительно рассчитать коэффициент теплопередачи между греющей и нагреваемой средами.

2.2. Расчет геометрических параметров конвективного теплообменного аппарата

1. По заданной тепловой нагрузке на горячее водоснабжение определяются массовые расходы греющей и нагреваемой сред из

(2.2), (2.3):

G1 = Cp1(tж' 1 −tж'' 1 )η , кг/ч;								(2.6)
				Qг.в.
G2	= Cp2			(tж'' 2 −tж'	2 ), кг/ч.			(2.7)
				Qг.в.

2. Скорость движения греющего теплоносителя (среды) внутри труб трубного пучка определится из уравнения:

6

	ω1 =	V1	,	м/с, (2.8)
		3600 Fж.с.1

где Fж.с.1 – площадь живого сечения трубного пучка, м2;

V1 – объемный часовой расход греющего теплоносителя рассчитываемый по формуле:

	V =	G1	, м3/ч,	(2.9)
		ρ
	1
		1

где ρ1 – плотность греющей среды, принимаемая при средней температуре tж1ср в теплообменнике, кг/м3 [3],

tж1ср = tж' 1 +2 tж'' 1 , °С.

3. При нормируемой скорости движения греющей среды в трубках горизонтального пучка теплообменника (ω1 = 0,5–1,5 м/с) и с учетом (2.8) рассчитывается площадь живого сечения для её прохода:

	Fж.с.1	=	V1	2
				, м	.	(2.10)
			3600 ω1

4. Определяется расчетное количество трубок в горизонтальном трубном пучке с учетом (2.10):

		F		=n		тр	πdвн2	, м2,		(2.11)
							4
		ж.с.1
	откуда
		Fж.с.1					V1
	nтр =		=						, шт.,	(2.12)
		πdвн2			3600 ω			πdвн2
		4					1	4

где dвн = 0,014, м – внутренний диаметр трубки пучка.

5. Производится разбивка трубных досок теплообменника для подбора диаметра корпуса и определяется действительное количество трубок согласно схеме, приведенной на рис. 2.2, при известном расчетном количестве трубок с учетом корректировки их количества до целого числа (2.12).

Разбивку производят, располагая центры трубок в вершинах равносторонних треугольников с шагом S = (1,25–2,0)·dн. В результате разбивки все вершины полученного шестигранника должны быть заполнены трубками проектируемого пучка.

7

Рис. 2.2. Схема разбивки трубной доски

Действительное количество трубок может отличаться от расчетного (п.4), полученного для принятой предварительно нормируемой скорости движения греющей среды в трубках. При недостающем количестве трубок при разбивке трубной доски, их число увеличивают, а при чрезмерном – уменьшают до полного заполнения вершин шестигранника, получая точное количество трубок.

Задают размер зазора между внешним диаметром трубок пучка в вершинах шестигранника и внутренним диаметром цилиндрического корпуса в пределах (b = 3–5 мм).

6. Рассчитывают внутренний диаметр корпуса теплообменника по формуле:

Dk =S(n −1)+dн+2b, мм,

(2.13)

где n – число трубок, размещенных на диагонали шестигранника;

S – шаг разбивки, определяемый по относительному шагу, принимаемому в пределах:

	S	=(1,25−2) , мм,	(2.14)
	dн

где dн = 0,016, м – наружный диаметр труб трубного пучка.

Корпус теплообменного аппарата изготавливают из труб стальных горячедеформированных [8].

8

7. Площадь живого сечения для прохода нагреваемой среды определится как площадь сечения межтрубного пространства внутри корпуса теплообменника:

	F	=		πDk2	−n	πdн2	, м2,	(2.15)
			4
	ж.с.2					Д 4

где пД – действительное количество трубок в пучке в результате разбивки трубной доски.

8. Расчетная скорость движения нагреваемой среды в межтрубном пространстве

	ω2	=	V2		, м/с,	(2.16)
			3600	Fж.с.2

где V2, м3/ч – объемный расход нагреваемой среды, определяемый аналогично V1 по (2.9).

9. Расчетная скорость движения греющей среды в трубках с учетом действительного их количества в горизонтальном пучке:

ω= V1 , м/с. (2.17)

13600 nД πd4н2

3.РАСЧЕТ ТЕПЛООБМЕНА

Вкожухотрубных конвективных теплообменниках теплообмен между средами происходит при вынужденном движении греющего и нагреваемого теплоносителей, разделенных поверхностью трубного пучка. Основной задачей при определении коэффициента теплопередачи аппарата является расчет коэффициентов теплоотдачи в трубном

имежтрубном пространствах аппарата при известных скоростях движения теплоносителей.

3.1.Определение коэффициента теплоотдачи греющей среды к внутренней поверхности труб трубного пучка

1. Определяется гидродинамический режим движения греющего теплоносителя в трубном пучке по числу Рейнольдса:

Re		=	ω1 dвн	,	(3.1)
	ж1		νж1

где vж1, м2/с – кинематический коэффициент вязкости при средней температуре tж1ср греющего теплоносителя (приложение 2).

9

2. При развитом турбулентном режиме движения (Reж1 > 10 000) коэффициент теплоотдачи от греющей среды к внутренней поверхности трубок пучка в процессе ее охлаждения определяется из безразмерного уравнения теплоотдачи:

				Nu	Ж1	=0,0263Re0,8		Pr0,35		,	(3.2)
							ж1		ж1
где Nu		=	α1dвн	– число Нуссельта, тогда							(3.3)
	Ж1		λ
			ж1
					α =		NuЖ1 λж1		, Вт/м2К,		(3.4)
							dвн
						1

где α1 – коэффициент теплоотдачи от греющей среды к внутренней поверхности трубок пучка, Вт/м2К;

λж1 - коэффициент теплопроводности греющей среды, Вт/мК;

Pr =	νж1	– число подобия Прандтля,	(3.5)
Ж1	aж1

где аж1 – коэффициент температуропроводности греющей среды, м2/с. Физические параметры греющих и нагреваемых сред, определяющие значение чисел подобия, берут при их средних температурах

(приложение 2).

3. Рассчитывается число Рейнольдса для нагреваемой среды с целью определения режима ее движения в межтрубном пространстве:

Re		=	ω2 dэкв	,	(3.6)
	ж2		νж2

где dэкв, м – эквивалентный диаметр межтрубного пространства пучка труб, м. Его значение определяется зависимостью:

	d	экв	= 4F =	πDk2 −nДπdн2	, м,	(3.7)
				nДπdн +πDk
			Π

где Dk, м – внутренний диаметр корпуса теплообменника. При Reж2 ≥ 104 режим движения среды турбулентный.

4/ При турбулентном режиме движения нагреваемой среды интенсивность теплоотдачи к ней от внешней поверхности трубного пучка определяется безразмерным уравнением подобия вида:

						Nu	Ж2	=0,021Re0,8	Pr0,45	,	(3.8)
			α		2dэкв			ж2	ж2
где Nu		=				– число Нуссельта,					(3.9)
	Ж2			λ
					ж2
								10