2.3.2. Расчет и компоновка парожидкостного кожухотрубчатого теплообменника

1. По заданным параметрам нагреваемого теплоносителя , при средней температуре теплоносителя из табл. 17 [4] выписываем теплофизические свойства (ТФС) теплоносителя – масла МТ: , , , , , , .

2. Используя допущение, что тепловые потери в окружающую среду пренебрежимо малы, с помощью уравнения теплового баланса парожидкостного теплообменника в форме

определим количество теплоты, необходимое для нагревания теплоносителя от до

,

а затем количество водяного пара заданных параметров , , которое необходимо подать в теплообменник

,

где и , – соответственно энтальпии водяного пара с параметрами , и его конденсата, определяемые из табл. 2 (поскольку имеем мокрый пар) [2]: , , тогда количество пара

.

3. Количество трубок в пучке при одноходовом варианте связано с расходом теплоносителя и его средней скоростью уравнением

, где .

Тогда количество трубок в пучке . По техническим соображениям примем количество трубок в пучке равное 56.

4. Расчет поверхности нагрева трубного пучка теплообменника (а следовательно, полной длины трубного пучка ) производится исходя из уравнения теплопередачи теплообменника , где – коэффициент теплопередачи для трубного пучка теплообменника, ; – средний температурный напор в теплообменнике между греющим паром и нагреваемым теплоносителем, ; – поверхность нагрева, ; – значение диаметра трубки, по которому рассчитывается поверхность , .Как следует из уравнения теплопередачи теплообменника, определению поверхности нагрева должны предшествовать вычисления среднего температурного напора и коэффициента теплопередачи .

5. Расчет среднего температурного напора проводится с учетом графиков изменения температур теплоносителей в теплообменнике, которые для рассматриваемого теплообменника представлены на рис. 2.3.3.

Средний температурный напор в теплообменнике при изменении агрегатного состояния одного из теплоносителей (конденсация) практически не зависит от схемы движения теплоносителей (прямоточная, противоточная или иная) и вычисляется как среднелогарифмическая величина из и по формуле [3, стр. 385, ф. (19.17)]:

.

Рис. 2.3.3. Графики изменения температур теплоносителей

Для определения поправки , определим вспомогательные величины P и R по формулам [3, с. 385, ф. (19.20)] и [3, с. 385, ф. (19.21)]:

,

.

По графику [3, с. 385, рис. 19.4] .

Как видно из графиков, температурные напоры вычислим по следующим формулам:

, ,

где определяется по табл. 2 [2] при .

Тогда средний температурный напор

.

6. Расчет коэффициента теплопередачи с достаточной точностью может быть выполнен исходя из предположения, что стенка трубки плоская, поскольку [3, стр. 37], где – наружный диаметр трубки, равный .

Таким образом, коэффициент теплопередачи определяем по формуле [3, стр. 37, ф. (2.53)]:

,

где – коэффициент теплоотдачи при вынужденном движении нагреваемой жидкости внутри трубок, ; – коэффициент теплоотдачи при конденсации пара на наружной поверхности трубок, ; – коэффициент теплопроводности материала трубок, .

Исходя из экономических соображений, выбираем углеродистую сталь 15 по табл. 6 [4] . Углеродистая сталь 15 относится к низкоуглеродистым конструкционным сталям, которые широко применяются, вследствие их хорошей пластичности, для изготовления деталей машин. По качеству это качественная сталь.

1. При расчете и требуются средние температуры трубки со стороны жидкости и со стороны пара , которые неизвестны. Это приводит к тому, что ими приходится задаваться в интервале и расчет вести методом последовательных приближений.

В первом приближении при можно задаться:

^оС, ^оС.

2. Для расчета коэффициента теплоотдачи при вынужденном движении нагреваемой жидкости внутри трубок, который определится следующим уравнением

,

где – критерий Нуссельта,

необходимо определить режим течения и уравнение для вычисления критерия Нуссельта.

Для определения режима движения масла необходимо вычислить значение числа Рейнольдса:

,

где – кинематическая вязкость масла при температуре (определена в пункте 1).

Таким образом, число Рейнольдса

.

Поскольку , то режим движения масла внутри трубок турбулентный.

В этом случае средний коэффициент теплоотдачи рассчитывается по формуле [3, стр. 184, ф. (8.6)]:

.

Здесь в качестве определяющей температуры принята средняя температура жидкости в трубе, т.е. . Определяющим размером является внутренний диаметр трубы, т.е. . Коэффициент учитывает изменение среднего коэффициента теплоотдачи по длине трубы.

Число Прандтля стенки определяем по температуре стенки со стороны жидкости ^оС, по табл. 17 [4] : .

Согласно рекомендациям [1, стр. 60] принимаем высоту трубок . Поскольку , то коэффициент .

Таким образом, критерий Нуссельта равен

.

Теперь можем рассчитать коэффициент теплоотдачи при вынужденном движении нагреваемой жидкости внутри трубок

.

3. Для расчета коэффициента теплоотдачи при конденсации пара на наружной поверхности трубок необходимо определить режим движения пленки конденсата, учитывая, что конденсируется неподвижный пар. Для этого необходимо определить значения числа Рейнольдса и приведенной длины .

Приведенная длина определяется следующим уравнением [5, с. 93]:

,

где – высота поверхности конденсации, ; – теплота парообразования, ; – температурный напор, равный .

Теплофизические свойства конденсата выбираем по температуре насыщения по табл. 11 [4]: , , , .

Число Прандтля стенки определяем по температуре стенки со стороны пара ^оС по табл. 11 [4] : .

Поскольку конденсируется мокрый пар то:

,

где – энтальпия мокрого пара; – энтальпия конденсата при температуре насыщения .

Заметим, что эти энтальпии были найдены ранее в пункте 2: , , тогда разность энтальпий

.

Тогда приведенная длина с учетом поправки равна

.

Поскольку , то режим движения пленки конденсата ламинарный и число Рейнольдса рассчитаем по следующей формуле [5, стр. 93, ф. (8.12)]:

.

Таким образом, коэффициент теплоотдачи при конденсации пара на наружной поверхности трубок равен

.

Вернемся к расчету коэффициента теплопередачи , исходя из предположения, что стенка трубки плоская:

.

Теперь следует проверить, соответствуют ли фактические температуры и использованным в расчетах и . Для этой цели используем следующие соотношения

и ,

где – средняя плотность теплового потока через стенку:

.

Фактические температуры трубки со стороны жидкости и со стороны пара :

и ,

а задавались и .

Поскольку вычисленные при проверке фактические температуры и отличаются от принятых в расчетах и в пределах 3, то изменение ТФС нагреваемого теплоносителя и конденсата греющего пара не должно оказывать существенного влияния на точность расчетов и полученные значения коэффициентов теплоотдачи , и коэффициента теплопередачи можно считать близкими к истине.

7. В качестве завершающей операции по расчету коэффициента теплопередачи парожидкостного теплообменника следует провести сопоставление коэффициента теплопередачи, вычисленного исходя из предположения, что стенка трубки плоская, и по соотношению, учитывающему цилиндрическую форму стенок трубчатого теплообменника.

Расчет коэффициента теплопередачи с учетом цилиндрической формы стенок:

.

Коэффициент теплопередачи на поверхности трубчатого теплообменника определяется следующей формулой

,

где – площадь расчетной поверхности теплообмена трубки на один погонный метр.

Согласно рекомендациям [3, стр. 37] для уменьшения погрешности в качестве расчетной поверхности целесообразно принимать ту поверхность, коэффициент теплоотдачи на которой много меньше чем на другой. В нашем случае коэффициент теплоотдачи при вынужденном движении нагреваемой жидкости внутри трубок много меньше коэффициента теплоотдачи при конденсации пара на наружной поверхности трубок , значит, в качестве расчетного диаметра принимаем внутренний диаметр трубки .

Следовательно, площадь расчетной поверхности теплообмена трубки на один погонный метр составит

.

Коэффициент теплопередачи на поверхности:

.

Расхождение коэффициентов теплопередачи

.

Для технических расчетов допустима погрешность менее , а полученная нами погрешность настолько мала, что влияние на результаты расчета поверхности использования коэффициента теплопередачи, вычисленного исходя из предположения, что стенка трубки плоская, вместо вычисленного коэффициента теплопередачи для цилиндрической стенки не значительно.

8. Расчет поверхности нагрева следует из уравнения теплопередачи

.

Учитывая, что , полная длина трубок равна

.

Таким образом, поверхность нагрева

и полная длина трубок

.

Согласно рекомендациям, с целью создания резерва поверхности теплообмена для компенсации ухудшения коэффициента теплопередачи за счет загрязнений поверхностей при эксплуатации теплообменника, полученные расчетом и увеличиваем на :

, .

9. Компоновка поверхности нагрева теплообменника.

Как указано в исходных данных трубки в трубной решетке размещаются по вершинам равносторонних треугольников, сторона которых , при этом .

Поскольку , а наружный диаметр трубки , то продольный и поперечный шаги соответственно равны:

и

.

По рекомендациям [6, стр. 28] принимаем кольцевой зазор между крайними трубками и корпусом 6 мм.

Рассчитаем диаметр кожуха теплообменника :

,

где – число шагов между трубками ряда, расположенного по одной из главных осей в сечении пучка, , где - число ходов.

.

По рекомендациям [6, стр. 28] принимаем кольцевой зазор между крайними трубками и корпусом 6 мм.

.

Поскольку условие : не выполняется, т.е. . Исходя из того, что намного превышает , то проектируем четырехходовой теплообменник.

При изменении числа ходов горизонтального теплообменника рассчитанные ранее величины не изменяются, поскольку не изменяется скорость и количество греющего пара. Число трубок в каждом ходе .

Компоновка четырехходового теплообменника представлена на рис. 4.

После компоновки выяснили, что диаметр кожуха четырехходового теплообменника .

Длина трубок между трубными досками

,

где – число ходов.

Таким образом, . Так как : , то теплообменную установку проектируем из несколько последовательно включенных по нагреваемому теплоносителю теплообменников.

Количество последовательно включенных теплообменников:

,

где – высота трубок (задались ранее).

В итоге получили теплообменную установку, состоящую из двенадцати последовательно включенных по нагреваемому теплоносителю четырехходовых теплообменников.

Схема теплообменной установки изображена на рис. 2.1.

Рис. 2.3.4. Компоновка теплообменников