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 t_1,н = 20°С, конечная t_1,к = 150°С; давление азота на входе в теплообменник Р_1,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 t_s. Образующийся конденсат выводится из выпускного штуцера теплообменника при этой же температуре t_s. 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 t_s=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

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

Секундный расход азота

Количество тепла, воспринимаемое азотом Q=G₁c₁(t_1,к – t_1,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 F_пв 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 S_тр=0,161 м²;

- площадь сечения для потока между перегородками S_мтр = 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 t_ст,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 = d_н.. Принимая разность температур Δt = t_s–t_ст,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

d_ш=0,3D^0,86=0,3·0,8^0,86=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/l_n=3/0,43=7,

где L – длина труб; l_n – 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 d_ш=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);

ω_тр – скорость азота в трубах,

.

Потеря давления на преодоление трения потока в трубах теплообменника

где коэффициент гидравлического трения λ_тр определен (равен 0,04) по рис. 2.5 при значениях числа Рейнольдса потока и отношении диаметра труб d_в к абсолютной величине выступов шероховатости на стенке Δ – d_в/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).