Учебное пособие 1420
.pdfпри
при
б) при шахматном расположении пучков труб:
Re1ж < 103
|
|
|
|
Pr1ж |
0.25 |
|
|
0,5 |
0,36 |
|
|
|
|||
Nu1ж = 0,56 Re1ж Pr1ж |
|
|
Pr |
|
|
; |
|
|
|
|
|
1c |
|
|
|
Re1ж > 103 |
|
|
|
|
0.25 |
|
|
|
|
Pr1ж |
|
||||
0,6 |
0,36 |
|
|
|
|
||
Nu1ж = 0,4Re1ж Pr1ж |
|
Pr |
|
, |
|
||
|
|
|
|
1c |
|
|
|
(1.20)
(1.21)
В данном случае при этом виде омывания используем следующие формулы при расчетах значений критериев Нуссельта и Рейнольдса
Nu1ж = |
α1к Dн ; |
(1.22) |
||
|
|
λ |
|
|
|
|
1ж |
|
|
Re1ж = |
W1ж Dн |
. |
(1.23) |
|
|
||||
|
|
ν |
|
|
|
|
1ж |
|
где Dн − наружный диаметр трубы, м.
Величины физических свойств среды определяются по средней температуре греющей среды
t1ж = 0,5(t1′ +t1′′). |
(1.24) |
Число Прандтля Pr1с определяется при температуре стенки трубы со стороны греющей среды t1с. При этом температура греющей среды:
а) для воздухоподогревателя:
t1с = 0,5( t1ж + t2ж), |
(1.25) |
б) для водяного экономайзера и теплообменника с кипящимтеплоносителем:
t1с = t2ж, |
(1.26) |
в) для теплообменника типа «отопительный прибор»: |
|
t1с = t1ж , |
(1.27) |
где t2ж = 0,5(t2′ +t2′′) - средняя температура нагреваемой среды, 0С.
Алгоритм расчета конвективной составляющей коэффициента теплоотдачи со стороны греющей среды следующий:
1.По известной t1ж по табл. П.1.4 определяем физические параметры дымовых газов.
2.В зависимости от вида омывания по формуле (1.16) или (1.23) определяем число Рейнольдса.
10
3.В зависимости от величины критерия Re и от схемы обтекания подбираем критериальное уравнение (формулы (1.14) – (1.15), (1.18) - (1.21)) и рассчитываем критерий Нуссельта.
4.Используя формулу (1.17) или (1.22), выражаем искомую величину α1 к.
Далее определяем лучистую составляющую коэффициента теплоотдачи α1 л
1.2.2. Определение лучистой составляющей коэффициента теплоотдачи
Определение составляющей α1 л производится только для дымовых газов в
водяных экономайзерах, воздухонагревателях и теплообменниках с кипящим теплоносителем. При этом следует иметь в виду, что излучательной и поглощательной способностью обладают многоатомные газы в продуктах сгорания топ-
лива, а именно СО2 |
и Н2О. |
|
|
|
|
|
Определяем парциальные давления трехатомных газов в продуктах сго- |
||||||
рания: |
|
|
|
|
|
|
|
P |
= P r |
≈1 r |
= r |
, |
(1.28) |
|
co2 |
r co2 |
co2 |
co2 |
|
|
|
Pн2о |
= Pr rн2о ≈1 rн2о = rн2о , |
(1.29) |
где rСО2 , rН2О - соответственно объемное содержание углекислоты и водяных паров в дымовых газах (см. состав дымовых газов в задании), доли; Pr - давление дымовых газов, бар.
Определяем эффективную толщину lэф излучающего слоя:
а) для эффективных экономайзеров и теплообменников с кипящим теплоносителем для гладкотрубных пучков:
4 |
|
|
, |
(1.30) |
||
lэф = 0,9Dн |
|
σ1σ2 |
−1 |
|||
π |
||||||
|
|
|
|
|
б) для трубчатых воздухоподогревателей, при течении газов внутри труб:
lэф = 0,9Dвн , |
(1.31) |
где σ1 , σ2 - соответственно относительный поперечный и продольный шаг трубного пучка.
Вычисляем параметр Plэф для трехатомных газов в продуктах сгорания:
Pco2 lэф |
= rco2 lэф , |
(1.32) |
Pн2о lэф |
= rн2о lэф . |
(1.33) |
По параметру Plэф и температуре t1с с помощью номограмм рис. П.1.1 и рис. П.1.2 определяем степень черноты объемов излучающих газов εСО2 и εН2О.
Степень черноты излучающих газов определяется по формуле
11
εГ = εco2 + β εн2о ,
где β − поправочный коэффициент, определяемый по рис. П.1.3. Выбираем степень черноты поверхности труб εс в зависимости от
материала по табл. П.1.6.
Приведенная степень черноты εпр системы « дымовые газы − труба»:
εпр = εc +εεГГ (1εc−εc ).
(1.34)
t1с и
(1.35)
Удельный тепловой поток излучением от дымовых газов к стенке трубы:
|
|
|
|
|
|
|
4 |
Т |
|
|
4 |
|
|
|
|
1 |
л |
= 5,67ε |
пр |
T |
|
|
|
|
, |
(1.36) |
|||||
|
100 |
|
|
|
100 |
|
|
||||||||
q |
|
|
|
1ж |
|
|
− |
|
1с |
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
где q1л − удельный тепловой поток излучением, Вт/м2; Т1ж − средняя температура греющей среды, К; Т1с − средняя температура стенки трубы со стороны дымовых газов, К.
С учетом вышеизложенного определяем величину лучистой составляющей коэффициента теплоотдачи со стороны греющей среды:
α1л = |
q1 |
л |
|
. |
(1.37) |
Т1ж − |
|
||||
|
Т1с |
|
Затем возвращаемся к расчету коэффициента теплоотдачи по исходной формуле (1.12).
1.3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ТЕПЛООТДАЧИ СО СТОРОНЫ НАГРЕВАЕМОЙ СРЕДЫ
1.3.1. Водяной экономайзер и воздухоподогреватель
Коэффициент теплоотдачи конвекцией со стороны нагреваемой среды α2
при вынужденном движении потока в трубах для водяного экономайзера и воздухоподогревателя определяется в зависимости от режима течения нагреваемой среды (воды или воздуха) из критериальных уравнений (1.14) - (1.15). Также в зависимости от схемы движения может быть определен по уравнениям
(1.18) –(1.21).
При этом
Nu2ж |
= |
α2 D |
, |
|
(1.38) |
|||
|
|
λ |
ж |
|
|
|
|
|
|
|
2 |
|
|
|
|
||
Re2ж |
= |
W |
|
D |
(1.39) |
|||
|
ν2 |
ж |
, |
|||||
|
|
|
|
2ж |
|
|
|
12
где D = Dвн − при течении среды внутри труб, м; D = Dн − при поперечном обтекании наружной поверхности труб, м.
Физические свойства нагреваемой среды (λ2ж , Pr2ж , ν2ж) определяются по табл. П.1.2 − для водяного экономайзера (нагреваемая среда вода); по табл. П.1.1 − для воздухоподогревателя (нагреваемая среда воздух) при средней температуре
t2ж = 0,5(t2′ +t2′ ). |
(1.40) |
Число Прандтля Pr2с определяется при температуре стенки |
t2с = t1с из |
вышеуказанных табл. П.1.1 и П.1.2. |
|
1.3.2. Теплообменник с кипящим теплоносителем
Коэффициент теплоотдачи α2 от внутренней стенки трубы к кипящему
двухфазному пароводяному потоку определяется в следующей последовательности. Вначале определяем α2 w для случая однофазного потока некипящей во-
ды, определив предварительно критерий Нуссельта с помощью критериальных уравнений (1.14) или (1.15), выбираемых в зависимости от режима течения среды (числа Re2ж).
При этом:
Re2ж |
= |
W2ж Dвн |
, |
(1.41) |
||
|
|
|
||||
|
|
|
ν2ж |
|
||
Nu2ж |
= |
|
α2w Dвн |
, |
(1.42) |
|
|
||||||
|
|
|
λ2ж |
|
где λ2ж , ν2ж − определяются для воды по табл. П.1.2. |
|
|||
Число Прандтля Pr2ж |
определяется при температуре t2ж , Pr2с – при тем- |
|||
пературе стенки t2с = t1с по табл. П.1.2. |
|
|
||
После этого вычисляем α2 q для случая развитого пузырькового кипения |
||||
воды из формулы |
|
|
|
|
|
|
3,4 P0,18 |
23 |
|
|
α2q = |
s |
q , |
(1.43) |
|
1 −0,0045 P |
|||
|
|
s |
|
|
где α2 q − коэффициент теплоотдачи к кипящей воде, Вт/(м2 ∙град); Ps − дав-
ление насыщения, бар; q − удельный тепловой поток через стенку трубы, Вт/м2. В результате возможны следующие случаи:
α
а) при α2q ≤ 0.5 α2 =α2w , (1.44)
2w
13
б) при |
|
α2q |
|
> 2 |
α2 |
=α2q , |
|
|
|
|
|
|
(1.45) |
|||
α |
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
|
2w |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
в) при |
|
|
|
α2w < 2 |
|
|
|
4α2w +α2q |
|
, |
(1.46) |
|||||
0.5 < |
α2 |
=α2w |
|
|
||||||||||||
|
||||||||||||||||
|
|
|
|
α |
2q |
|
|
|
α |
2w |
+α |
2q |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
При определении α2 q по формуле (1.43) неизвестной является величина
удельного теплового потока q. Поэтому вначале в первом приближении определяем α2 с учетом формул (1.41) – (1.46), приняв q = (1÷2) ∙105 Вт/м2.
Затем, после вычисления коэффициента теплопередачи К и расчетной теплообменной поверхности Нр , производим уточнение значения q по формуле
q = |
Q |
, |
(1.47) |
|
Hp |
||||
|
|
с новым значением q по форму- |
||
После этого вновь определяем α2 |
лам (1.41) – (1.46) и уточняем величины К и Нр.
Цикл последовательных приближений завершается при очередной невязке величины Нр , не превышающей 3 %.
1.3.3. Теплообменник с оребренной поверхностью теплообмена (отопительный прибор)
Внешняя теплообменная поверхность данного типа теплообменника представляет собой наружную поверхность трубы, снабженную квадратными ребрами. Коэффициент теплоотдачи со стороны оребренной поверхности теплообменника определяется по формуле
α2пр = |
α2 |
(E Fp + Fc ), |
(1.48) |
|
|||
|
Fрс |
|
где α2 пр − коэффициент теплоотдачи с внешней поверхности трубы с учетом оребрения, Вт/(м2 ∙град); α2 − коэффициент теплоотдачи внешней поверхности трубы без учета оребрения, Вт/(м2 ∙град); Fрс − суммарная площадь ореб-
ренной поверхности теплообменника, м2, определяемая |
(1.49) |
Fpc = F1 cp |
где χр − коэффициент оребрения; F1 − площадь внутренней (неоребренной) поверхности трубы, м2;
Fр − суммарная площадь поверхности ребер, м2; F с – площадь гладкой части наружной поверхности трубы в промежутках между ребрами, м2; Е − коэффициент эффективности ребра.
14
Коэффициент теплоотдачи α2 может быть определен из критериального
уравнения для свободной конвекции с внешней (горизонтальной поверхности) трубы диаметром Dн:
0,25 |
|
Pr |
|
0.25 |
|
|
Nu2ж = 0,5 (Gr2ж Pr2ж ) |
|
2 |
ж |
, |
(1.50) |
|
|
Pr |
|
|
|||
|
|
2c |
|
|
|
где Gr2ж – критерий Грасгофа, определяемый по формуле
Gr2ж = g β Dt |
|
Dн3 |
, |
(1.51) |
|
ν 2 |
|||||
|
|
|
|||
|
|
2ж |
|
|
где g – ускорение свободного падения тела, м/с2; β = 1/Тв − температурный коэффициент объемного расширения воздуха, 1/К; t= t2с – tв − температурный напор, 0С.
Nu2ж = |
α2 Dн , |
(1.52) |
|
|
λ |
ж |
|
|
2 |
|
где λ2ж − коэффициент теплопроводности воздуха, Вт/(м∙град); ν2ж − кинематический коэффициент вязкости воздуха, м2/с; Pr2ж , Pr2с − число Прандтля для воздуха.
Физические свойства воздуха (λ2ж , ν2ж , Pr2ж) определяются при темпера-
туре t2с = t1с = t1ж по табл. П.1.1.
Коэффициент эффективности ребра определяется по формуле:
|
h |
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
||||||
|
th |
|
|
|
|
2Bi |
|
||||
|
|
|
|
||||||||
E = |
δ |
|
|
|
|
|
, |
(1.53) |
|||
|
h |
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
2Bi |
|
|||||||
|
|
δ |
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
где th(x) − коэффициент из |
таблицы гиперболических |
функций; |
h = 0,5(Dp − Dн ) − высота ребра, м; δ - толщина ребра, м; Bi − число Био, опреде-
ляемое как |
|
|
|
Bi = |
α2 δ |
, |
(1.54) |
|
λ |
|
|
|
p |
|
|
где λр − коэффициент теплопроводности |
материала |
ребра, Вт/(м ∙град), |
|
[1, табл. 6,7,8; 3, табл. П.1, П.2]. |
|
|
|
Зависимость Е от числа Вi и размеров ребра приведена в табл. 1.2.
15
Таблица 1.2 Значение коэффициента эффективности Е для квадратных ребер
(h/ δ) |
|
|
= 0 |
|
(h/ δ) |
|
|
|
= 0,5 |
(h/ δ) |
|
|
|
= 1,0 |
||||||
|
2ВΙ |
|
2ВΙ |
2ВΙ |
||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
|
Dр / Dн |
|
|
Dр / Dн |
|
Dр / Dн |
||||||||||||||
1.6 |
|
2.0 |
|
|
3.0 |
1.6 |
|
2.0 |
|
|
3.0 |
1.6 |
|
2.0 |
|
|
3.0 |
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
1.0 |
|
1.0 |
|
|
1.0 |
0.84 |
|
0.85 |
|
0.8 |
0.57 |
|
0.57 |
|
0.54 |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Рекомендуемая последовательность решения данной задачи:
а) выбираем участок оребренной трубы с длинойl, кратной целому числу шагов; б) вычисляем значения Fр , Fс , Fрс и χр для участка трубы длиной l ;
в) определяем площадь внутренней поверхности F1 участка трубы длиной l; г) находим значение α2 из уравнения (1.52);
д) находим значение числа Вi из уравнения (1.54), а затем коэффициент эффективности ребра Е из табл.1.2; е) определяем α2 пр по формуле (1.48).
1.4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ТЕПЛОПЕРЕДАЧИ ТЕПЛООБМЕННОГО АППАРАТА
1.4.1.Водяной экономайзер, воздухонагреватель и теплообменник
скипящим теплоносителем
Коэффициент теплопередачи характеризует процесс теплопередачи от потока к потоку через разделяющую их стенку.
Коэффициент теплопередачи ТА при переносе тепла через разделяющую стенку трубы (тонкостенный цилиндр) может быть приближенно определен по формуле для плоских теплообменных поверхностей:
K = |
|
|
1 |
|
|
|
|
, |
(1.55) |
|
1 |
+ε |
+ |
|
1 |
|
|||
|
α1 |
α2 |
|
||||||
|
|
|
|
||||||
где К − коэффициент теплопередачи |
теплообменного аппарата, |
Вт/(м2∙град); ε − термическое сопротивление слоя отложений со стороны дымовых газов, (м2∙град)/Вт (см. задание); α1 , α2 - соответственно коэффициент теп-
лоотдачи со стороны греющей и нагреваемой среды, Вт/(м2 ∙град).
В формуле (1.55) не учтено термическое сопротивление металлической стенки трубы ввиду его малости.
16
1.4.2. Теплообменник типа « отопительный прибор»
Коэффициент теплопередачи ТА без учета термического сопротивления металлической стенки трубы:
K = |
|
|
|
1 |
|
. |
(1.56) |
|
|
1 |
+ |
|
1 |
|
|||
|
α1 |
α2пр χр |
|
|||||
|
|
|
1.5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СРЕДНЕГО ТЕМПЕРАТУРНОГО НАПОРА
Средний температурный напор для аппаратов с перекрестным или смешанным током рабочих сред (водяные экономайзеры, воздухоподогреватели и аппараты с кипящим теплоносителем) определяется выражением
∆t = ε∆t |
∆tБ −∆tм |
, |
(1.57) |
||
|
|||||
|
ln |
∆tБ |
|
||
|
∆tм |
|
|
|
где ∆tБ, ∆tм − соответственно наибольшее и наименьшее значение температурного напора между средами на входе и на выходе из ТА, 0С; ε∆t - поправочный коэффициент, определяемый в зависимости от параметров Р и R с помощью номограмм рис. П.2.1 – П.2.5 в зависимости от схемы движения теп-
лоносителей. |
. |
t2′′ −t2′ |
|
||
|
P = |
|
|||
|
t1′ −t2′ , |
(1.58) |
|||
|
R = |
|
t1′ −t1′′ |
|
|
|
|
|
. |
(1.59) |
|
|
|
t2′′ −t2′ |
|||
Значения ∆tБ и |
∆tм могут быть выбраны из расчетных величин |
∆tвх и |
|||
∆tвых, как большее и меньшее из них, определяемых: |
|
||||
а) для прямоточной схемы (водяные экономайзеры и воздухоподогрева-тели): |
|||||
|
∆tвх = t1′ −t2′ |
, |
∆tвых = t1′′−t2′′; |
(1.60) |
|
б) для противоточной схемы: |
|
|
|
|
|
|
∆tвх = t1′ −t2′′ , |
∆tвых = t1′′−t2′ ; |
(1.61) |
||
в) для теплообменников с кипящим носителем: |
|
||||
|
∆tвх = t1′′−ts , |
|
∆tвых = t1′ −ts ; |
(1.62) |
г) для теплообменников типа « отопительный прибор»:
17
∆t = t1ж −t2ж = t1ж −tв . |
(1.63) |
1.6. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАСЧЕТНОЙ ТЕПЛООБМЕННОЙ ПОВЕРХНОСТИ
Расчетная теплообменная поверхность теплообменного аппарата Нр, м2, опреде- |
|
ляется из уравнения теплопередачи (1.2) при известных значениях Q, Ки ∆t : |
|
Нр = Q/(К∙∆t) . |
(1.64) |
Для теплообменников типа «отопительный прибор» расчетная поверхность отопительного прибора определяется по наружной поверхности трубы без учета оребрения, так как оребрение учтено формулой (1.56) в величине к о- эффициента теплопередачи данного типа теплообменника.
1.7. ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Исходя из анализа величин расчетной теплообменной поверхности и температуры на выходе из ТА (величины нагрева), можно судить о целесообразности установки данного типа теплообменного аппарата при заданных условиях работы. При необходимости в дальнейшем можно оценить срок окупаемости данного оборудования и степень энергосбережения ресурсов.
2. ЗАДАНИЯ ДЛЯ РАСЧЕТОВ
ЗАДАНИЕ № 1
Определить расчетную теплообменную поверхность водяного экономайзера для исходных данных, приведенных в табл. 2.1.
18
|
|
|
|
|
|
|
|
Таблица 2.1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
Параметр, |
|
|
Номер варианта |
|
|||||
размерность |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
||||
% |
|
|
CO2, % |
8,62 |
7,98 |
8,14 |
9,07 |
8,84 |
|
Состав газовдымовых, |
|
|
H2O, % |
18,3 |
18,45 |
18,7 |
18,15 |
18,84 |
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
O2 , % |
1,72 |
1,88 |
1,91 |
1,83 |
2,02 |
|
|
|
|
N2 , % |
71,36 |
71,69 |
71,25 |
70,95 |
71,21 |
|
|
|
|
|
|
2,7 |
4,4 |
7,1 |
10,0 |
6,2 |
q5 |
, |
|
|
% |
|||||
t’1 |
, |
|
°C |
350 |
450 |
410 |
380 |
300 |
|
t’’1 |
, |
°C |
200 |
180 |
160 |
190 |
120 |
||
t’2 |
, |
|
°C |
30 |
45 |
65 |
80 |
20 |
|
V1 |
, м3/ч |
10000 |
8500 |
20000 |
6800 |
15000 |
|||
G2 |
, |
|
т/ч |
4,0 |
6,0 |
25,0 |
4,7 |
7,1 |
|
Ɛ, (м2∙К)/Вт |
0,015 |
0,021 |
0,007 |
0,01 |
0,005 |
||||
DH × S, мм |
32,9 × 2,8 |
41,8 × 2,8 |
41,8 × 2,8 |
26,8 × 2,3 |
32,9 × 2,8 |
||||
W1ж |
, |
м/с |
10,0 |
9,3 |
8,4 |
8,0 |
8,8 |
||
W2ж |
, |
м/с |
0,5 |
0,68 |
0,39 |
1,1 |
1,27 |
||
σ1 |
|
|
|
|
1,5 |
1,5 |
1,5 |
1,5 |
1,5 |
σ2 |
|
|
|
|
2,0 |
2,1 |
2,2 |
2,4 |
2,5 |
Схема течения |
противоток |
прямоток |
противоток |
противоток |
прямоток |
||||
Расположение |
шахмат. |
коридор. |
шахмат. |
коридор. |
шахмат. |
||||
труб |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
19