5.2 Выбор поверхностного конденсатора

Рассчитаем подробно кожухотрубчатый конденсатор, в котором вторичный пар охлаждается от t_н, °С до требуемой температуры t_к, °С.

В качестве охлаждающего агента принимаем воду с температурой на входе в конденсатор t_н=28°С, температура конденсации t_пк = 52,58 °С .

Примем температуру воды на выходе из конденсатора t_к = 40 °С.

Среднюю температуру воды t_ср, °С, определяемм по [2]:

_(5.19)

_{где tн – начальная температура воды, поступающей в конденсатор, °С;}

t_к – конечная температура воды на выходе из конденсатора , °С.

Тепловая нагрузка конденсатора Q, Вт определяется по [2]:

(5.20)

где G_н — расход вторичного пара, кг/с;

r — удельная теплота конденсации при температуре t_пк, Дж/кг.

G_н = 4,17 кг/с – по расчетам; r = 2378,3 кДж/кг – по данным, приведенным в справочнике [1].

Расход охлаждающей воды G, кг/с, определяется по [2]:

(5.21)

где с₁ — теплоемкость воды при средней температуре t_ср, кДж/кг.

с₁ = 4180 Дж/кг – по данным, приведенным в справочнике [1].

Среднелогарифмическая разность температур Δt_ср, °С, определяется по [2]:

, (5.22)

где Δt_б и Δt_м — большая и меньшая разности температур, °С, которые определяются по [1]:

Ориентировочное значение поверхности F_ор, м² определяется по формуле (5.5):

,

К_ор = 1000 Вт/м² ·^οС – по данным, приведенным в [2] табл. 2.1.

Число труб, приходящееся на один ход определяется по формуле (5.6):

₁ = 7,202 · 10^-4 Па · с – по данным, приведенным в справочнике [1];

d_вн = 0,021 м или d_вн = 0,016 – по данным, приведенным в [3]; примем – Re_ор = 15000.

Для d_вн = 0,021 м.

Для d_вн = 0,016 м.

Из таблицы 2.9 [3] выбираем кожухотрубчатый конденсатор с близкой поверхностью теплообмена и соотношением n/z. Теплообменник обладает следующими характеристиками: диаметр кожуха D =1200 мм; поверхность теплообмена F = 582 м²; длина труб L = 6 м; число ходов z = 6; число труб n = 1544; диаметр трубы d=20×2.

Рассчитаем действительное значение критерия Рейнольдса при движении воды в трубах Re_ТР по формуле (5.7):

G = 197,7175 кг/с – расчёт см. выше;  = 7,202 · 10^-4 Па · с – по данным, приведенным в справочнике [1]; d_ВН = 0,016м, z = 6, n = 1544 – по [3] таблица 2.9.

Определим коэффициент Прандтля для потока в трубном пространстве Pr_ТР по формуле (5.8):

С = 4190 Дж/(кг·°С);  = 7,202 · 10^-4 Па · с; λ = 618,6· 10^-3 Вт/(м ·°С) – по данным, приведенным в справочнике [1].

Пренебрегая поправкой (Pr/Pr_ст)^0.25 рассчитаем коэффициент теплоотдачи α₂ к воде по формуле (4.9):

Коэффициент теплоотдачи от пара α₁, конденсирующегося на пучке вертикально расположенных труб рассчитаем [2] по уравнению (2.24).

ρ=958,5кг/м³; λ = 677· 10^-3 Вт/(м ·°С); d_ВН = 0,016 м; n = 1544;  = 2,825 · 10^-4 Па · с – по данным, приведенным в справочнике [1]; G_н = 5 кг/с – по расчетам.

Определим сумму термических сопротивлений стенки трубы и загрязнений по формуле (5.11):

где λ_СТ – коэффициент теплопроводности стенки из нержавеющей стали, Вт/(м·К);

δ_СТ – толщина стенки трубы конденсатора, м;

r_B и r_А – термические сопротивления слоев загрязнений на стенках со стороны воды и паров соответственно, Вт/(м² ·К).

λ_СТ = 16,4942 Вт/(м·К) – по [4] таблица XXVIII; δ_СТ = 0,002 м – по [2] таблица 2.9; для воды среднего качества r_B = 2900 Вт/(м² ·К); для растворов солей r_А = 2900 Вт/(м² ·К) – по [3] таблица 2.2.

Определим коэффициент теплопередачи по формуле (4.10):

Найдем требуемую поверхность теплопередачи F_Т по формуле (5.13):

Определим запас поверхности теплопередачи теплообменника, выбранного по формуле (4.14):