Тепловой и гидравлический расчет кожухотрубных теплообменников. Учебное пособие

Потеридавлениянатрение(см.формулу(П.3.3))рассчитываем, умножая результат на количество последовательно соединенных секций n2 = 21:

Для всех секций теплообменника местное сопротивление возникаетпривходевоздухавмежтрубноепространствоподуглом90° (ξм1 = 1,5) и при выходе из него (ξм2 = 2), а также при переходе из секциивсекцию(ξм3 =2,5).ВсезначениявзятыизПриложения3,

Потери давления от местного ускорения потока определяем по формуле (П.3.18), в которую входят плотности воздуха на входе в теплообменник и на выходе из него, рассчитанные по уравнению Менделеева–Клапейрона:

Скорость воздуха рассчитаем с помощью уравнений неразрывности:

Общие потери давления воздуха ∆p1 = ∆pт1 +∆pм1 +∆pу1 =7437+

+ 49799 – 120 = 57116 Па.

41

Мощность нагнетателя для воздуха (см. формулу (П.3.19))

N1 = ∆p1G1 = 57116 0,8 =17152Вт ≈17,1кВт. ρ1′η 2,96 0,9

Теперьоценимпотеридавлениявводяномтракте.Относительнаяэквивалентнаягладкостьнавнутреннейповерхностиводяных труб (см. Приложение 3, с. 90)

Потери давления на трение рассчитаем с учетом того, что вода последовательнопроходитчерездвесекции,параллельныеповоздуху(n1 = 2),иn2 = 21 группсекций,соединенныхпоследовательно:

42

Потеридавленияводынаместныхсопротивленияхвключаютв себяпотериприповоротепотокана180° черезперепускнуютрубу (см. рис. 14, б), где ξм2 = 2 (см. Приложение 3, с. 92). С учетом общего количества секций n2 = 21 получим

= (2−1)+(21−1) 21000 0,752 =11 812 Па.

2

Общие потери давления в водяном тракте ∆p2 = ∆pт2 + ∆pм2 = = 13 283 + 11 812 = 25 095 Па.

Мощность водяного насоса (минимально необходимая)

2.5. Результаты расчета

Рассчитанный в разделах 2.3 и 2.4 секционный теплообменник типа«трубавтрубе»имеетследующиеконструктивныеирежимные параметры:

–число параллельных секций по воздуху n1 = 2 шт.;

–число последовательных секций n2 = 21 шт.;

–температура воды на выходе T"2 = 15,3°С;

–коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха

α1 =129,1 Вт/(м2 · К);

–коэффициент теплоотдачи со стороны воды

α2 = 2657 Вт/(м2 · К);

–коэффициент теплопередачи k = 121,6 Вт/(м2 · К);

–средний температурный напор ∆T = 38,1 °С;

–поверхность теплообмена F = 8,68 м2;

–длина секции l = 1,73 м;

–тепловая нагрузка теплообменника Q = 40 200 Вт. Гидравлические потери по воздуху:

–на трение ∆pт1 = 7437 Па;

43

Рис. 22. График эффективности для рассчитанного секционного теплообменника «труба в трубе»

–местное сопротивление ∆pм1 = 49 799 Па;

–ускорение потока ∆pу1 = –120 Па;

–общие потери в воздушном тракте ∆p1 = 57 116 Па;

–потребная мощность воздушного нагнетателя N1 = 17,1 кВт. Гидравлические потери по воде:

–на трение ∆pт2 = 13 283 Па;

–местное сопротивление ∆pм2 = 11 812 Па;

–общие потери в водяном тракте ∆p2 = 25095 Па;

–потребная мощность водяного насоса N2 = 50,2 Вт. Оценим эффективность теплообменника NTU-методом:

Пографику(рис.22)находимε=71%.Теплообменникна29% менее эффективен, чем идеальный (F → ∞, ∆p1 =∆p2 → 0).

44

3. КОЖУХОТРУБНЫЙ ВОДО-ВОДЯНОЙ ТЕПЛООБМЕННИК

3.1. Схема и компоновочный расчет

Теплообмен в водо-водяном кожухотрубном теплообменнике происходит внутри кожýха 1, заключающего трубы, собранные в пучок2(рис.23).Концытрубзаделанывтрубныерешетки3.Один теплоноситель поступает через патрубок 7 в камеру 4, перетекает потрубам,попадаетвкамеру5ивыходитчерезпатрубок8.Другой теплоносительпоступаетчерезпатрубок9,протекаетвмежтрубном пространстве пучка 2 и выходит через патрубок 10.

Скоростьтеплоносителявтрубахвыбираюттакой,чтобызавихренияпотокаудалялиэксплуатационныезагрязнения.Минимальнаяскоростьводысоставляет0,5м/с.Еслирассчитаннаяскорость меньше допустимой, то в кожухе устанавливают перегородки 11 (см. рис. 23, б). Теплоноситель, перетекая по трубам, попадает в камеру 6, откуда направляется в другой трубный пучок. Теплообменник из одноходового (см. рис. 23, а) становится двухходовым (см. рис. 23, б) или многоходовым. В таких теплообменниках теплоносительпоследовательнопроходитчерезчастьтруб,засчетчего скорость потока увеличивается.

Трубыврешеткеразмещаютлибопошестиугольникам(рис.24,а), либопоконцентрическимокружностям(рис.24,б).Кожухотрубные

Рис. 23. Кожухотрубный теплообменник: а – одноходовой; б – двухходовой

45

Перегородка

Рис. 24. Установка труб в решетке: а – по шестиугольникам; б – по концентрическим окружностям

теплообменники устанавливают горизонтально или вертикально, исходяизобщейкомпоновкисистемыивсилутрадиций.Числотруб при шестиугольной компоновке пучков и шаг отверстий под трубы выбирают из Приложения 1, с. 80.

Площадьпоперечногосечениядляпроходатеплоносителярассчитывают так:

– в трубах

где n1 = n/Z – число труб в одном ходе (n – общее число труб; Z – число ходов);

– межтрубном пространстве

где nд – число труб в диагонали; s – шаг труб; k – кольцевой зазор между крайними трубами и корпусом.

46

Шагтрубпринимаютs=(1,3...1,5)dнар;кольцевойзазорk>6мм. Число труб в диагонали nд выбирают по наибольшему ближайшемузначениюn(см.Приложение1,с.80).Приz>1неучитывают

трубы, перекрытые перегородками. Площадь поверхности теплообмена

в корпусе.

3.2.Исходные данные

Вкожухотрубный теплообменник подается горячая вода с тем-

пературой T'1 = 110 °C под давлением p1 = 0,4 МПа. Температура горячейводынавыходеT"1 = 60°C;расходгорячейводыG1 =5кг/с.

Втеплообменнике подогревается вода с начальной температурой

T'2 = 30 °C при расходе G2 = 12 кг/с. Горячая вода поступает в межтрубное пространство, холодная – в трубы. Трубы длиной не

более l = 4,2 м внутренним диаметром dвн = 21 мм и наружным диаметром dнар = 25 мм выполнены из латуни. Периодичность очистки 7000 ч.

3.3.Тепловой расчет

Тепловуюнагрузкутеплообменникаопределимизправойчасти уравнения теплового баланса (33): Q = G1cp1(T'1 –T"1).

По табл. П.1.2 находим значения теплоемкости воды:

– T'1 = 60 °C c(p601 ) =4179 Дж /(кг К).

Принимаем среднее значение теплоемкости cp1 =0,5(c(p1101 ) + +c(p601 ) )=0,5(4233+4179)=4206 Дж /(кг К).

Тепловая нагрузка теплообменника Q = 5 ·4206(110 – 60) = = 1000000 Вт = 1 МВт.

47

Температура холодной воды на выходе из теплообменника

T2′′=T2′+G2Qcp2 .

Удельнаяизобарнаятеплоемкостьводыоттемпературызависит слабо, примем cp2 = 4200 Дж/(кг·К). Тогда

1 000 000

T2′′=30+ 12 4200 =49,8 °C≈50°C.

ВодянойэквивалентгорячейводыW1 =G1cp1 =5·4206=21030Вт/К. Водяной эквивалент холодной воды W2 = G 2cp2 = 12 ·4200 =

= 50400 Вт/К > W1.

График T(F) представлен на рис. 25. Температурный напор на

входеивыходеизтеплообменника∆Tmax =T'1 –T"2 =110–50=60K; ∆Tmin = T"1 – T'2 = 60 – 30 = 30 K.

Среднелогарифмический температурный напор

Рис. 25. Графики изменения температуры T по поверхности F в противоточном кожухотрубном теплообменнике

48

Физические свойства горячей и холодной воды выбираем по

Зададимсяскоростьюдвиженияхолоднойводывтрубахпонижнему пределу (w2 = 0,5 м/с), поскольку увеличение скорости вызывает рост гидравлического сопротивления, пропорциональный квадрату скорости. При этой скорости число Рейнольдса

режимдвиженияхолоднойводытурбулентный.СреднеечислоНуссельта (см. формулу (П.2.2))

Поскольку W2 > W1, в качестве первого приближения для температуры стенки воспользуемся формулой

Tw2 =T2 + ∆2T =40+ 43,32 =61,7 °C.

Из табл. П.1.2 в результате интерполяции получим Prf2 = 4,31, Prw2 = 2,98, поэтому

Коэффициент теплоотдачи со стороны холодной воды

49

При расположении труб правильным шестиугольником ближайшее большее количество труб при Z = 1 составит 91 (см. Приложение 1, с. 80).

Фактическая скорость холодной воды

Эта скорость меньше минимальной рекомендуемой (0,5 м/с), поэтому примем Z = 2. По Приложению 1, с. 80, ближайшее большее число труб n = 80. Теплоноситель одновременно про-

ходит через nфакт = n2 =40 труб. При Z = 2 фактическая скорость воды

=0,021 278190,8 4,310,43 4,31 0,25 =155,1.

2,98

Фактический коэффициент теплоотдачи

α2факт = Nu2фактλ2 =155,1 0,635 =4690 Вт/(м2 К). dвн 0,021

Определим скорость течения горячей воды в межтрубном пространстве. Согласно ГОСТ 31842–2012 шаг отверстий для труб s выбираемвзависимостиотнаружногодиаметратрубdнар (см.Приложение 1, с. 80).

50