2. Гидравлический расчёт теплообменного аппарата и расчёт мощности

Основной задачей гидравлического расчета является определение потери давления по пути греющего и нагреваемого теплоносителей.

Проведем гидравлический расчет для всех заданных вариантов, при этом имея в виду то, что Re_B, W_B и Q_B не изменяются по заданию.

Потери давления для водоводяного теплообменника рассчитываются по формуле:

∆P=[(ζ + ζ _вх+ ζ _вых+ ζ _пов)∙N_сек+ ζ _мс.пер.( N_пов-1)]

где N_сек -число секций;

N_пов - число поворотов (задано по схеме ТОА);

ζ _вх , ζ _вых , ζ _пов ,ζ_мс.пер.-коэффициенты местного сопротивления соответственно

при входе и выходе из ТОА, принимаются по таблице 5 приложения [1];

l- длина секции ТОА, принято l= 5 м;

d - определяющий размер для данной секции, м;

ζ - коэффициент местного сопротивления, рассчитываемый по формуле:

ζ =

где Pr_c, Рг_ж - числа подобия Прандтля соответственно при температуре стенки (рассчитывается как средняя температура между средними температурами воды и конденсата) и при температуре жидкости.

Мощность насосов для преодоления гидравлического сопротивления аппарата находим по формуле, кВт:

N=

где М - массовый расход среды,

∆P - потери давления, рассчитанные по формуле;

ρ – плотность среды при определяющей температуре ,

η- коэффициент полезного действия насоса, для данной работы принимаем КПД равным 70 %.

Теплофизические свойства конденсата и воды:

	tср,ºС	ρ,кг/м3	сp,кДж/кг∙град	λ∙102,Вт/м∙град	ν∙106,м2/с	Pr
Конденсат	110	951	4,233	68,5	0,272	1,6
Вода	100	958,4	4,22	68,3	0,295	1,75

Найдем для воды:

а) коэффициент местного сопротивления:

ζ = =( /((1,82*lg124542-1,64)²)=

=0,017

б) потери давления воды для водоводяного теплообменника, прежде рассчитав d_экв

_dэкв = = 0,022м

тогда

∆P=[( ζ + ζ _вх+ ζ _вых+ ζ _пов)∙N_сек+ ζ _мс.пер.( N_пов-1)] =

=[(0,017*4*2/0,022+1,5+1+1,5)∙1+0∙(0-1) ] =1346,6Па

в) мощность водяного насоса для преодоления гидравлического сопротивления аппарата:

N_вн = =250*1346,6/(958,4*0,7*10³ ) =0,5 кВт

Найдем для конденсата:

а) расход:

М_к= 10550000/(4,233*10³ (120-100)0,98)=126

б) коэффициент местного сопротивления:

ζ = =0,016

в) потери давления конденсата для водоводяного теплообменника:

∆P=[( ζ + ζ _вх+ ζ _вых+ ζ _пов)∙N_сек+ ζ _мс.пер.( N_пов-1)] =

=[(0,016*4*2/0,022+ 1,5+ 1+ 1,5)∙1+ 0∙( 0-1)](951*3²/2) =4289,3 Па

г) мощность конденсатного насоса для преодоления гидравлического сопротивления аппарата, кВт:

N_кн = =126*4289,3/(951*0,7*10³ ) =0,81 кВт

2.3. Расчет эксергетического кпд

Основной задачей расчетов является определение эксергетического коэффициента полезного действия η_е:

η_е=1-

где ΣД- потеря внутренней эксергии в аппарате, находим по формуле:

ΣД = Д_с + Д_т,

здесь Д_т - техническая потеря эксергии, связанная с гидравлическим сопротивлением при теплообмене, находим по формуле:

Д_m=N_кн+N_вн,

где N_KH, N_BH - мощность, затрачиваемая соответственно на перемещение греющего и нагреваемого теплоносителя;

Д_с - собственная потеря эксергии, вызванная неравновесным теплообменом определяем по формуле:

Д_с=Q_в∙∆τ_е,

где Q_B- теплопроизводительность;

∆τ_е — разность эксергетических температур, найденная по формуле:

∆τ_е = τ_е1- τ_е2,

где τ_е1и τ_е2- средние термодинамические эксергетические температуры, равные:

τ_е1= ,

τ_е2= ,

где Т_m1 , Т_m2 - средние термодинамические температуры соответственно греющего и нагреваемого теплоносителей, находим по формулам:

T_m1= ,

T_m2= ,

где Т’₁ , Т" ₁- температура греющего теплоносителя на входе и выходе ТОА;

Т'₂,Т”₂-температура нагреваемого теплоносителя на входе и выходе ТОА;

Т_ос- температура окружающей среды, принимаем Т_ос = 293,15 К.

е’₁,е"₁- удельная эксергия греющего теплоносителя на входе и выходе ТОА соответственно, находим по формуле:

=c_p ∙ -T_ос∙( c_p ∙ln - c_p ∙ln ),

где c_p , c_p , c_p - соответственно средняя теплоемкость греющего

теплоносителя и средние теплоемкости греющего теплоносителя при средних температурах;

М_а - массовый расход греющего теплоносителя.

1. Средние термодинамические температуры греющего и нагреваемого теплоносителей:

T_m1= = =383,06 К

T_m2= = =373,13 К

2. Среднетермодинамические эксергетические температуры:

τ_е1= = =0,23

τ_е2= = =0,214

3. Разность эксергетических температур:

∆τ_е = τ_е1- τ_е2=0,23-0,214=0,016

4. Разность удельных эксергий:

=c_p ∙ -T_ос∙( c_p ∙ln - c_p ∙ln )=

= 24,1

5. Эксергетический КПД:

η_е=1- =1-(21100*0,076+2,288+3,842)/(24,1*250)=97%

При этом расчетные значения приведены ниже:

а) внутренний диаметр корпуса теплообменника: D_B =0,604 , м;

б) общее число трубок подогревателя одного хода: n = , шт.;

в) диаметр, на котором располагаются оси крайних трубок: D' =0,572 , м;

г) сечение для прохода воды: f_B =0,156 , м²;

д) поверхность нагрева теплообменника: F_BB =222,2 , м² ;

е) длина трубного пучка: l =4 м;

ж) количество секций: N_сек =_1_, шт.

3. Выводы и рекомендации: В ходе курсовой работы были получены практические навыки в проектировании ТОА с конфигурацией противотока смешанного тока

Список использованной литературы:

1. Абузова Ф.Ф. Расчёт теплообменника и выбор термодинамически совершенной компановки. – Уфа: издательство УГНТУ, 1995

2. Абузова Ф.Ф. Курс лекций по ТМО. – электронный учебник