МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

КАЗАНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра ЭХП

Расчетно-графическая работа по курсу

«Потребители электрической энергии»

на тему «Проектирование теплообменного аппарата »

Вариант №7

Выполнил: Егорова С.С.

Группа: ЭХП-06(м)

Проверил: Фетисов Л.В.

Казань 2010

2

Содержание

1. Исходные данные………………………………………………………..3

2. Выбор рабочих температур……………………………………………..4

3. Определение тепловых потерь зданий………………………………....5

4. Тепловой расчет и выбор теплообменника…………………………….6

5. Гидравлический расчет теплообменника……………………………..12

6. Список используемых источников…………………………………....16

3

Исходные данные

Исходные данные сведем в табл.1.

Таблица 1.

Исходные данные

Назначение здания	Город	Количество зданий	Объем здания, тыс. м3	Температуры tПС/tОС, ˚С
Чугунолитейный цех	Тюмень	1	150	160/60

Расчетные температуры наружного воздуха для г.Тюмень:

• Для системы отопления: t_НО = -33˚С = 240К;

• Для системы вентиляции: t_НВ = -22˚С = 251К;

• Средняя температура отопительного периода: = -7,2˚С = 265,8К.

4

Выбор рабочих температур

Выбираемый для теплового пункта теплообменный аппарат должен обеспечивать нормальную работу системы как на пиковом, так и на базовом режимах, при котором условия теплообмена ухудшаются из-за уменьшения температурного напора между теплоносителями. Поэтому расчет выполняется на пиковом и на базовом режимах.

Температура вторичного теплоносителя на выходе из теплообменника должна быть ˚С – для производственных помещений с хорошей вентиляцией. Принимаем, что ˚С

Температура вторичного теплоносителя на выходе из отопительных устройств потребителя ˚С. Принимаем ˚С

Рис.1. Зависимость температур наружного воздуха от температур внутри помещения.

5

Из рис.1 определим значения температур вторичного теплоносителя, которые соответствуют базовому режиму:

˚С; ˚С; ˚С; ˚С.

Определение тепловых потерь зданий

Во время отопительного периода в помещении поддерживается расчетная температура внутреннего воздуха , превышающая температуру наружного воздуха, поэтому имеют место тепловые потери здания в окружающую среду через ограждения (стены, окна, полы, потолки).

Расчетная температура внутреннего воздуха =10-20˚С для производственного помещения со значительными тепловыделениями при тяжелой работе.

Общие тепловые потери здания – сумма потерь всех его помещений. Для ориентировочных расчетов можно пользоваться приближенными формулами. Тогда тепловые потери через ограждения, кВт:

,

где - удельные тепловые потери здания, = 0,25 Вт/(м^3·К);

- объем отдельного здания по наружному контуру, м³;

- расчетная внутренняя температура, ^оС;

- расчетная температура наружного воздуха для систем отопления, ^оС.

В пиковом режиме:

кВт.

В базовом режиме:

кВт.

При наличии вентиляции следует учитывать также тепловые потери с вентиляционным воздухом, кВт:

где - удельные тепловые потери с вентиляционным воздухом, =1,06 Вт/(м^3·К);

₆

- расчетная температура наружного воздуха для вентиляции, ^оС.

В пиковом режиме:

кВт.

В базовом режиме:

кВт.

Определим тепловыделения внутренних источников, составляющие 5-10% от , кВт:

В пиковом режиме:

кВт.

В базовом режиме:

кВт.

Суммарные тепловые потери здания, кВт:

В пиковом режиме:

кВт.

В базовом режиме:

кВт.

Тепловой расчет и выбор теплообменника

Любой теплообменный аппарат можно рассчитать по двум уравнениям теплового баланса и теплопередачи [3]:

, (1.1)

где Q – теплота, переданная от горячего теплоносителя к холодному, кВт;

m₁, m₂ – массовые расходы теплоносителей, кг/с;

с₁, с₂ – массовые теплоемкости теплоносителей, кДж/(кг·К);

t₁, t₂ – температуры горячего и холодного теплоносителей, ˚С;

индексы: ΄, ΄΄ - вход и выход теплоносителя;

7

η – КПД теплообменника.

Тепловой поток Q можно определить по уравнению теплопередачи, кВт:

. (1.2)

Здесь коэффициент теплопередачи k, кВт/(м²К). Для предварительного выбора секции теплообменника, в первом приближении задается примерное значение коэффициента теплопередачи k ≈ 2 кВт/(м²К); Δt – средняя логарифмическая разность температур между теплоносителями, К:

, (1.3)

если , или среднеарифметическая, К:

если , где – большая разность температур между теплоносителями в К для противотока при условии ; – меньшая разность температур, К.

Произведем тепловой расчет в пиковом режиме.

˚С;

˚С;

, следовательно, среднюю логарифмическую разность температур между теплоносителями найдем по (1.3):

˚С .

Выразим примерную поверхность подогревателя в пиковом режиме из (1.2), м²:

.

Произведем тепловой расчет в базовом режиме.

˚С;

₈

˚С;

, следовательно, среднюю логарифмическую разность температур между теплоносителями найдем по (1.3):

˚С.

Выразим примерную поверхность подогревателя в пиковом режиме из (1.2), м²:

.

Так как значение примерной поверхности подогревателя в пиковом режиме больше, чем в базовом, то дальнейший расчет будем проводить для пикового режима.

По (1.1) определим массовые расходы горячей и холодной воды, принимая η = 0,9, кг/с:

;

.

Определение объемных расходов теплоносителей, м³/с:

,

где плотности воды ρ₁, ρ₂ (кг/м³) и теплоемкости с₁, с₂ (кДж/(К·кг)) находятся по табл.1.2 при средних температурах ˚С и˚С.

9

Таблица 1.2

Теплофизические свойства воды на линии насыщения [3]

t, ˚С	ρ,кг/м3	с, кДж/(кг·К)	λ, Вт/мК	10-6 ν, м2/с	104 β, 1/К	Pr
50	988	4,17	0,648	0,556	4,49	3,54
60	983	4,18	0,659	0,478	5,11	2,98
70	978	4,19	0,668	0,415	5,70	2,55
80	972	4,20	0,674	0,365	6,32	2,21
90	965	4,21	0,680	0,326	6,95	1,95
100	958	4,22	0,683	0,295	7,52	1,75
110	951	4,23	0,685	0,272	8,08	1,60
120	943	4,25	0,686	0,252	8,64	1,47
130	935	4,27	0,686	0,233	9,19	1,36
140	926	4,29	0,685	0,217	9,72	1,26
150	917	4,31	0,684	0,203	10,3	1,17

Определение необходимого проходного сечения теплообменника по трубам, м²:

,

где w – скорость горячей воды, которая задается в первом приближении в диапазоне 0,5 – 2,5 м/с. При меньших значениях скорости снижается коэффициент теплопередачи, а при больших – значительно возрастает гидравлическое сопротивление теплообменника, а следовательно и мощность привода насоса.

По определенному проходному сечению f₁ выбирается секция теплообменника, уточняются для нее скорости теплоносителей в трубах и межтрубном пространстве, м/с:

;

где f_T, f_MT – реальные проходные сечения по трубам и межтрубному пространству для выбранной секции. Выбран подогреватель марки МВН-2050-34. Трубные пучки этих подогревателей набраны из стальных труб диаметрами d_H =0,016 м и d_B = 0,0132 м.

10

Определение режимов движения теплоносителей:

где w – скорости теплоносителей, м/с;

d – внутренний диаметр труб для горячей воды и эквивалентный диаметр межтрубного пространства для холодной, м;

v – коэффициенты кинематической вязкости теплоносителей при их средних температурах, м²/с;

Re – числа подобия Рейнольдса для теплоносителей.

где dВ = 0,0132 м.

где dЭ = 0,0201 м.

Re>10⁴ в обоих случаях, значит режимы движения теплоносителей турбулентные и для расчета коэффициентов теплоотдачи следует использовать уравнение подобия:

где Pr – число Прандтля теплоносителей при их средних температурах;

Pr_С – числа Прандтля теплоносителей при температуре стенки труб, которая принимается в первом приближении, ˚С:

,

где t₁ и t₂ – средние температуры теплоносителей.

,

11

Учитывая малую толщину стальных труб и высокий коэффициент теплопроводности стали, коэффициент теплоотдачи можно определить по формуле для плоских стенок, Вт/(м²К):

где α1 α2 – коэффициенты конвективной теплоотдачи со сторон горячего и холодного теплоносителей, Вт/(м2К);

δ – толщина труб теплообменника, м;

λ – коэффициент теплопроводности стенки труб, Вт/(мК), λ = 46,5 по табл.XXVII [4].

δ3/λ3 – термическое сопротивление загрязнений с внутренней и наружной поверхностей труб, (м2К)/Вт. δ3/λ3 = 0,0004-0,0006 по табл. 1-3 [1].

Определим коэффициенты конвективной теплоотдачи, Вт/(м²К):

,

Определим коэффициент теплоотдачи по формуле, Вт/(м²К):

где м.

Затем находим в первом приближении необходимую поверхность теплообмена по формуле, м²:

.

Определим температуру стенки, ˚С:

12

.

При t_C = 109,37˚С ≈110˚С Pr_C = 1,6.

Пересчет уравнений подобия:

,

Полученные результаты отличаются от первоначальных менее чем на 2%. Поэтому пересчет не требуется.

Определим количество секций теплообменника:

,

где F_C – поверхность теплообмена одной секции, м².