Добавил:
Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:
Kursovoe_proektirovanie.doc
Скачиваний:
2
Добавлен:
21.08.2019
Размер:
4.96 Mб
Скачать

2.6.2. Расчёт и выбор теплообменника – нагревателя

Исходные данные: Назначение аппарата – нагреватель; целевым теплоносителем (1) является азот, обеспечивающим (2) – сухой насыщенный водяной пар; расход азота G1 = 26·103 кг/ч, начальная его температура t1,н = 20°С, конечная t1,к = 150°С; давление азота на входе в теплообменник Р1,н = 0,2 МПа; допустимая потеря давления азота в аппарате ΔР = 0,03 МПа.

Тепловой расчёт

В теплообменнике водяной пар, отдавая тепло азоту, конденсируется при постоянной температуре насыщения ts. Образующийся конденсат выводится из выпускного штуцера теплообменника при этой же температуре ts. Примем разность температур теплоносителей на стороне выхода азота °С. Тогда температура насыщения водяного пара °С. При такой температуре пар должен иметь давление Р2 = 6,86·105 Па [4], (табл. XXXlX на с. 537).

Разность температур теплоносителей на входе азота в теплообменник

°С.

Средняя разность температур теплоносителей

Средняя температура азота в теплообменнике

При этой температуре физические свойства азота следующие [18], (рис. П - 3 на с. 76):

- удельная теплоёмкость с1 = 1005 Дж/(кг·К);

- коэффициент теплопроводности λ1 = 0,03 Вт/(м·К);

- динамический коэффициент вязкости μ1 = 2,1·10-6 Па·с;

- число Прандтля Pr1 = 0,7.

Плотность азота ,

где ρ0 – плотность азота при нормальных условиях (давлении p0 = 0,1 МПа и Т0 = 273 К), равна 1,25 кг/м3 [4] (табл. V на с. 513).

Физические свойства конденсата пара при температуре ts=165°C следующие [4] (табл.ХХХIХ на стр.537):

- плотность

- коэффициент теплопроводности ;

- динамический коэффициент вязкости .

Теплота конденсации пара r =2067 кДж/кг [18](табл. 3-1 на стр.34).

На основании данных [4] (табл. ХХХ1 на стр. 531) термическое сопротивление слоя загрязнений теплопередающей стенки со стороны азота примем

Rз,1=0,00036 м2∙К/Вт и со стороны пара Rз,2=0,00017 м2∙К/Вт.

Секундный расход азота

Количество тепла, воспринимаемое азотом Q=G1c1(t1,кt1,н ) = 7,22∙1005(150-20)=943,6∙103 Вт .

Принимая, что 2% передаваемого в теплообменнике тепла теряется в окружающую среду через теплоизоляцию, для расхода греющего пара из теплового баланса аппарата получим

Основываясь на данных [2] (табл.6.3 на стр.147), примем ориентировочные значения коэффициентом теплоотдачи от стенки к азоту L1=165 Вт/(м2∙К) и при конденсации пара L2=11000 Вт/(м2∙К). При этом ориентировочное значение коэффициента теплопередачи

где принята толщина стенки труб =2мм и коэффициент теплопроводности стали на табл.2.1.

Предварительная величина площади поверхности теплопередачи в теплообменнике

По полученному значению Fпв из табл.2.3 на стр. 51 [3] предварительно выбираем стандартный теплообменник со следующими параметрами:

- площадь поверхности теплообмена F=109 м2;

- число ходов по трубам Z =1;

- диаметр кожуха D = 8000 мм;

- длина труб L =3м;

- диаметр труб d = 25х2 мм;

- площадь сечения для потока в трубном пространстве Sтр=0,161 м2;

- площадь сечения для потока между перегородками Sмтр = 0,079 м2.

Возможны два варианта подачи азота: в межтрубное и трубное пространство.

В первом варианте можно ожидать более высокий коэффициент теплоотдачи к азоту, движущемуся поперек пучка труб; меньших потерь тепла от стенок кожуха, омываемых холодным теплоносителем; больших температурных деформаций; больших потерь давления по азоту.

Во втором варианте будет меньше коэффициент теплоотдачи к азоту, но и меньшие потери давления. Появляется также возможность чистки труб, загрязненных азотом. Для окончательного выбора места подачи теплоносителей рассчитаем оба варианта теплообменника.

Вариант 1

Число Рейнольдса потока азота в межтрубном пространстве

Число Нуссельта при поперечном обтекании труб азотом

Nu1= 0,21∙Re

Коэффициент теплоотдачи потока азота

Коэффициент теплоотдачи при конденсации пара рассчитаем по формуле

где, принимая вертикальную установку теплообменника, коэффициент с=1,15, а определяющий размер l равен высоте (длине) труб L=3м.

Для определения нужно знать температуру стенки tст,2 труб со стороны пара. Найдем ее из выражения для удельного теплового потока

о ткуда

и тогда Δt C.

Коэффициент теплоотдачи от пара

Коэффициент теплопередачи

При полученном новом значении К = 209 Вт/(м2∙К) уточним температуру стенки труб со стороны пара

и разность Δt

При новом значении величина

а коэффициент теплопередачи К=208 Вт/(м2∙К).

Дальнейших уточнений и К не требуется.

Необходимая площадь поверхности теплопередачи

В табл. 2.3 [3] стандартные теплообменники с D=800мм, Z=1, d=25х2 имеют ближайшие величины площади поверхности теплопередачи 73м2 и 109м2. Выбираем теплообменник с ближайшей большей величиной F=109м2 (он же был выбран предварительно).

Выбранный теплообменник имеет запас площади поверхности теплопередачи

Вариант 2

При параметрах теплообменника, выбранного после предварительного расчета, будем иметь число Рейнольдса потока азота в трубах

Число Нуссельта потока азота при турбулентном режиме течения в трубах

Коэффициент теплоотдачи потока азота

В данном варианте, когда пар подается в межтрубное пространство, предпочтительно располагать теплообменник горизонтально. В этом случае создаются более благоприятнее условия удаления конденсата из теплообменника и можно исключить залив конденсатом части площади поверхности теплопередачи. При горизонтальном исполнении теплообменника в формуле для коэффициента теплоотдачи для конденсирующегося пара коэффициент с=0,72, а определяющий размер l = dн.. Принимая разность температур Δt = tstст,2 такой же, как и в первом варианте, т.е. равной 54,7 °С, получим

Коэффициент теплопередачи

Необходимая площадь поверхности теплопередачи

.

Из табл. 2.3 [3] выбираем стандартный теплообменник со следующими параметрами: F=146 м2; D=800 мм; d=25×2 мм; z=1; n=465 шт; L=4м.

Запас площади поверхности теплопередачи выбранного теплообменника

Аэродинамический расчет

Цель расчета – определение потери давления потока азота в теплообменнике.

Вариант 1

Расчетная схема теплообменника соответствует рис. 2.4,в. Найдем дополнительные исходные данные.

Величина диаметра штуцера подачи азота

dш=0,3D0,86=0,3·0,80,86=0,25 м.

Скорость азота в штуцерах теплообменника равна

.

Эта скорость слишком велика для трубопровода подачи азота в теплообменник. Если принять скорость азота в трубопроводе 20 м/с, то диаметр его будет

.

Следовательно, к штуцерам теплообменника необходимо подсоединить переходы с диаметром 500 мм на диаметр 250 мм, что примерно в два раза увеличит сопротивление участков подвода и отвода азота из теплообменника.

Скорость азота в межтрубном пространстве

Количество ходов в межтрубном пространстве

L/ln=3/0,43=7,

где L – длина труб; ln – расстояние между перегородками;

,

где n – число перегородок, равно 6 [3] (табл. 2.7 на стр. 56).

Коэффициент трения в межтрубном пространстве при размещении труб по вершинам равносторонних треугольников (шахматный пучок)

где

Гидравлическое сопротивление рассчитываем по формуле

где слагаемые в правой части соответствуют обозначениям на рис. 2.4, в.

В нашем случае:

где коэффициент местного сопротивления при входе в межтрубное пространство ξ6=1,5 (табл. 2.3);

где коэффициент местного сопротивления при огибании потоком перегородки ξ7=1,5 (табл. 2.3);

где коэффициент местного сопротивления при выходе из межтрубного пространства ξ8=1,5 (табл. 2.3);

ΔР=9027+7·7053+(7-1)·3492+9027=88377 Па.

Расчет показал, что сопротивление межтрубного пространства (ΔР=0,0884 МПа) значительно превышает допустимые потери давления (0,03 МПа), ограниченные заданием. Следовательно, вариант теплообменника с подачей азота в межтрубное пространство непригоден.

Вариант 2

Расчетная схема теплообменника в данном случае представлена на рис. 2.6.

Рис. 2.6. Расчетная схема для аэродинамического расчета.

Определим потери давления потока азота на участках, в соответствии с рис. 2.6. Диаметры штуцеров здесь также dш=0,25 м.

Вход азота в распределительную камеру

где коэффициент местного сопротивления входа ξ1=1 (табл. 2.3).

Вход азота из распределительной камеры в трубы

где коэффициент местного сопротивления ξ2=1 (табл. 2.3);

ωтр – скорость азота в трубах,

.

Потеря давления на преодоление трения потока в трубах теплообменника

где коэффициент гидравлического трения λтр определен (равен 0,04) по рис. 2.5 при значениях числа Рейнольдса потока и отношении диаметра труб dв к абсолютной величине выступов шероховатости на стенке Δdв/Δ=21/0,25=84.

Выход азота из труб

где коэффициент местного сопротивления ξ4=1,5 (табл. 2.3).

Выход азота из сборной камеры в штуцер

где коэффициент местного сопротивления ξ5=0,5 (табл. 2.3).

Полная потеря давления потока азота в теплообменнике

ΔР=ΔР1+ΔР2+ΔР3+ΔР4+ΔР5=6018+559+4262+838+3009=14686 Па=0,0147 МПа,

что меньше допустимой величины (0,03 МПа).

Тут вы можете оставить комментарий к выбранному абзацу или сообщить об ошибке.

Оставленные комментарии видны всем.

Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]