Методичка тепломассообмен_

откуда коэффициент теплоотдачи

α2 =

NuЖ2 λж2

, Вт/м2К.

(3.10)

νж2

dэкв

Pr =

– число Прандтля для нагреваемой среды.

(3.11)

Ж2

aж2

5. Коэффициент теплопередачи теплообменного аппарата:

1

δcт

1

2

K =

+

+

, Вт/м

К,

(3.12)

α

λ

α

2

1

ст

где δст, м – толщина стенки трубки; λст, Вт/м·К – коэффициент теплопроводности материала стенки

трубки.

6. Пренебрегая малым значением сопротивления теплопроводности стенки δλcстт , мВт2К, получаем расчетную зависимость коэффици-

ента теплопередачи в теплообменнике:

K =				1			2		К.	(3.13)
								, Вт/м
	1			+		1
		α	1			α	2

3.2Расчет площади теплообмена

ичисла секций аппарата

1.Из уравнения теплопередачи (2.4) определяется площадь поверхности теплообмена, равная суммарной боковой поверхности трубного пучка по внешнему диаметру трубок:

F =	Qг.в.	, м2,	(3.14)
Т.П.	K tср

где средний логарифмический температурный напор (2.5)

tср =	tб −		tм			, °С.	(3.15)
	ln		tб
			tм
2. Температурные напоры ∆tб и ∆tм для противоточной схемы
движения теплоносителей определяются зависимостями:
tб =tж' 1 −tж''				2 , °С;			(3.16)
tм =tж'' 1 −tж'					2 , °С.		(3.17)
11

Рабочая схема теплообменника представлена на рис. 3.1.

Рис. 3.1. Расчетная схема противоточного движения

3. Расчетная длина теплообменника lр определяется из площади боковой поверхности как расстояние между трубными досками:

	FТ.П.	=lр nД π dн, м2,				(3.18)
	откуда			FТ.П.
	l	р	=		, м.	(3.19)
				n πdн
				Д

Конвективный теплообменный аппарат, как правило, состоит из нескольких секций (рис 3.2.), соединяемых последовательно по греющей и нагреваемой средам.

4. Число секций теплообменника:

n =	lp	, шт.,	(3.20)
c	lст

где lст = 2; 4, м – стандартная длина секций, выпускаемых промышленностью [9].

Количество секций округляется до целого числа в сторону увеличения.

12

Рис. 3.2. Секционный водоводяной подогреватель

По результатам расчетов выполняется чертеж секции теплообменника (рис. 2.1.) на листе формата А3 с нанесением габаритных L1, L2; монтажных L3, L4, L5, L6, и присоединительных размеров L7, а также диаметров входного и выходного патрубков.

К пояснительной записке проекта прилагается рабочий эскиз секционного подогревателя (рис. 3.2) с расчетом количества секций.

13

4. РАСЧЕТ ГОРИЗОНТАЛЬНОГО ПАРОВОДЯНОГО ТЕПЛООБМЕННИКА

Исходными данными для расчета являются тепловая нагрузка, назначение аппарата и параметры греющего пара.

Конструктивная схема горизонтального подогревателя сетевой воды приведена на рис. 4.1. Нагреваемая среда движется внутри трубного пучка. Греющий пар поступает в межтрубное пространство и, сконденсировавшись на поверхности трубок, удаляется из аппарата через нижний патрубок.

При расчете теплообменника температура удаляемого конденсата принята равной температуре конденсации насыщенного пара при рабочем давлении на входе в теплообменник.

Конструктивный тепловой расчет пароводяных теплообменников основан на решении уравнения теплового баланса, из которого определяются расходы греющей и нагреваемой сред, и уравнения теплопередачи, решение которого позволит рассчитать площадь поверхности теплообмена.

Рис. 4.1. Двухходовой пароводяной теплообменный аппарат

14

Рис. 4.2. Двухходовой пароводяной теплообменный аппарат. Вид А:

1 – Воздушный кран; 2 – передняя камера; 3 – сильфонная трубка для установки манометра; 4 – корпус; 5 – трубная система;

6 – задняя камера; 7 – крышка; 8 – опора; 9 – перегородка во входной камере

4.1. Уравнения теплового баланса

При заданной тепловой нагрузке уравнение теплового баланса в теплообменнике имеет вид:

G	(i" −iк )η =G C	p2	(t''	−t'	),	(4.1)
1	2		ж2	ж2

где G1 – расход греющего пара, кг/ч;

G2 – расход нагреваемой жидкости, кг/ч;

i″ – энтальпия греющего насыщенного пара при заданном давлении, кДж/кг [3];

iк – энтальпия конденсата при том же давлении, кДж/кг [3]; Ср2 – теплоемкость нагреваемой жидкости, кДж/кг·К;

tж' 2 , t"ж2 – температура нагреваемой среды на входе и выходе из аппарата, °С;

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

С учетом заданной тепловой нагрузки на аппарат составляющие уравнения теплового баланса (4.1) имеют вид:

Qо.в. =G (i" −iк )η				, Вт;		(4.2)
1		(t''			), Вт.
Qо.в. =G C	p2		−t'			(4.3)
2		ж2	ж2

15

Уравнениетеплопередачиможетбытьпредставленозависимостью:

Qо.в. =QТ = KFТ.П. tср, Вт,

(4.4)

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

Fт.п. – поверхность теплообмена, м2;

∆tcp – средняя логарифмическая разность температур, определяемая по формуле:

tср =	tб −		tм		, °С.	(4.5)
	ln		tб
			tм

4.2.Расчет трубного пучка

1.Расход греющего пара на теплообменный аппарат по заданной тепловой нагрузке:

	G =	Qо.в.	, кг/ч,	(4.6)
		(i"−iк ) η
	1

где Qо.в. – тепловая нагрузка (на отопление и вентиляцию), кДж/ч; МВт. 2. Расход нагреваемой среды определится зависимостью:

G2	= Cp2		(tж'' 2 −tж'	2 ), кг/ч.		(4.7)
			Qо.в.

3. Скорость нагреваемой среды внутри труб трубного пучка рассчитывается по уравнению:

	ω2	=	V2		, м/с,	(4.8)
			3600	Fж.с.2

где Fж.с.2 – площадь поперечного сечения трубного пучка, м2;

V2 – объемный часовой расход нагреваемой среды внутри труб трубного пучка:

V	2	=	G2		, м3/ч,	(4.9)
			ρ	2

где ρ2 – плотность нагреваемой среды при средней температуре потока tж2ср, кг/м3 [3]

tж2ср = tж' 2 +2 tж'' 2 , °С.

4. Задается нормируемая скорость при движении жидкости в трубках пучка теплообменника (ω1 = 0,5–1,5 м/с) и с учетом уравне-

16

ния (4.8) определяется площадь живого сечения для прохода нагреваемой среды:

	Fж.с.2	=	V2		2
					, м	.	(4.10)
			3600	ω2

5. Рассчитывается количество трубок в горизонтальном трубном пучке с учетом формулы (4.10):

	F	=n	тр	πdвн2	, м2,	(4.11)
				4
	ж.с.2

откуда необходимое количество труб в пучке

nтр =

Fж.с.2

, шт.,

(4.12)

πdвн2

4

где dвн = 0,014, м – внутренний диаметр трубок горизонтального пучка. 6. Производится разбивка трубных досок теплообменника и определяется действительное количество трубок согласно схеме, приве-

денной на рис. 4.2, при известном количестве трубок.

Рис. 4.2. Схема разбивки трубной доски

Разбивку производим по вершинам правильного шестигранника с шагом S = (1,5–2,0)·dн. В результате разбивки все центры вершин шестигранника должны быть заполнены трубками горизонтального

17

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

Задают размер зазора между внешней образующей трубок в вершинах шестигранника и внутренней поверхностью корпуса в пределах (b ≈ 30 мм).

7. Рассчитывают внутренний диаметр корпуса по формуле:

Dk =S(n −1)+dн+2b, мм,

(4.13)

где n – число трубок, размещенных на диагонали шестигранника; S – шаг разбивки, м, определяется из условия

dSн =(1,25−2) ,

где dн = 0,016, м – наружный диаметр трубок горизонтального пучка. 8. Площадь живого сечения пучка труб для прохода нагреваемой

среды определится как

	F	=n		πdвн2	, м2,	(4.14)
			Д	4
	ж.с.2

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

9. Расчетная скорость движения нагреваемой среды в трубном пучке:

	ω2	=	V2		, м/с.	(4.15)
			3600	Fж.с.2

4.3. Расчет коэффициента теплоотдачи от стенок трубного пучка к жидкости

1. Определяется гидродинамический режим движения теплоносителя (нагреваемой среды) в трубном пучке по числу Рейнольдса:

Re		=	ω2 dв	,	(4.16)
	ж2		νж2

где vж2 – кинематический коэффициент вязкости при средней температуре нагреваемой среды, м2/с.

18

2. При развитом турбулентном режиме движения (Re > 10 000) коэффициент теплоотдачи от внутренней поверхности стенок трубного пучка к нагреваемой среде определяется по уравнению подобия:

Nu	Ж2	=0,021Re0,8	Pr0,45	,	(4.17)
		ж2	ж2

где безразмерный коэффициент теплоотдачи

Nu		=	α		2dвн	– число Нуссельта, (4.18)
	Ж2			λ
					ж2

где α2 – коэффициент теплоотдачи от внутренней поверхности стенок трубного пучка к нагреваемой среде, Вт/м2К;

λж2 – коэффициент теплопроводности нагреваемой среды, Вт/мК;

Pr	=	νж2	– число Прандтля,	(4.19)
ж2		aж2

где аж2 – коэффициент температуропроводности нагреваемой среды, м2/с.

Физические параметры, определяющие значение чисел подобия, следует принимать по средней температуре нагреваемой среды [2].

4.4.Теплоотдача при конденсации пара на поверхности трубного пучка

Интенсивность теплообмена в межтрубном пространстве горизонтального пучка труб определяется средним коэффициентом теплоотдачи пучка при конденсации насыщенного пара на его поверхности с учетом теплоотдачи верхнего горизонтального ряда.

1. Коэффициент теплоотдачи одиночной трубки верхнего горизонтального ряда пучка определяется по формуле Нуссельта [1]:

				λ3	ρ2 gr	2
	αN =0,728×4			ж	ж	, Вт/м К,	(4.20)
				μж(tн −tс)d

где μж – динамический коэффициент вязкости конденсата, Па·с; ρж – плотность конденсата, кг/м3;

tc – температура внешней поверхности стенки трубного пучка:

tс = tн +tж'' 2ср , °С;

2

r – скрытая теплота фазового перехода в процессе конденсации при давлении греющего насыщенного пара, кДж/кг;

tн – температура насыщения при конденсации пара.

19

Определяющей температурой является температура насыщения. Все физические параметры жидкости берутся как для конденсата при температуре конденсации при рабочем давлении [2], а термодинамические параметры греющего пара принимаются согласно приложению 3.

2. Средний коэффициент теплоотдачи αП для пучка с учетом

его геометрической компоновки и количества трубок рассчитывается по формуле:

	α	П	=	0,84ε			,	(4.21)
αN				1−(1−ε)0,84		n0,07

где n – половина числа горизонтальных рядов по высоте шахматного пучка;

ε– степень конденсации пара (ε = 1).

3.Коэффициент теплопередачи аппарата при конденсации греющего пара:

K =	1		+	1		=		1				+	1		, Вт/м2К.	(4.22)
α		1	α		2		α			П		α		2

4. Площадь поверхности теплообмена определится из уравнения теплопередачи:

F =	Qт		, м2,	(4.23)
	K
Т.П.		tср

где ∆tcp – средний температурный напор при конденсации пара:

	tср =		tб −		tм		, °С.	(4.24)
			ln		tб
					tм
Здесь tб =tн −tж'	2 , °С; tм =tн −tж"		2 , °С.

5. Расчетная длина одноходового по нагреваемой среде теплообменника определяется зависимостью:

	l	р	=	FТ.П.	, м.	(4.25)
				n πdн
				Д

Число ходов нагреваемой среды в трубном пучке теплообменника nx принимается равным 2 или 4, при этом определится действительная длина трубного пучка аппарата:

lд =	lр	, м.	(4.26)
	n
	х
20