- •1. Задание курсового проекта
- •2. Введение
- •3. Расчетная часть
- •3.1. Тепловой расчет
- •1. Определение тепловой нагрузки
- •2. Определение разности температур:
- •По рисунку VIII [3] определим .
- •3.2. Расчет гидравлического сопротивления Гидравлический расчет проводим для варианта 2. Скорость жидкости в трубах:
- •3.3. Технико-экономический анализ
- •Заключение.
- •5. Список используемой литературы
3. Расчетная часть
3.1. Тепловой расчет
Расчет теплообменника проводят последовательно.
1. Определение тепловой нагрузки
Q= G1c1 (t1к - t1н)
Q= 10*4500*(40-20) = 900000 Дж
Определение расхода горячего теплоносителя:
G1c1 (t1к - t1н) = G2c2 (t2н – t2к)
, кг/ с
Зная начальную и конечную температуры горячего теплоносителя, найдем необходимые для дальнейшего расчета данные.
Таблица 2
Плотность , кг/м3 |
983,24 |
Теплопроводность , Вт/м*К |
0,66291 |
Динамический коэфф. вязкости , Па*с |
0,4688*10-3 |
Теплоемкость с1, Дж/кг*К |
4178,2 |
2. Определение разности температур:
3. Ориентировочный выбор теплообменника. :
Решение вопроса о том, какой теплоноситель направить в трубное пространство, обусловлено его температурой, давлением, коррозионной активностью, способностью загрязнять поверхности теплообмена, расходом.
Примем ориентировочное значение Re1ор=15000, что соответствует развитому турбулентному режиму течения в трубах.
Для труб диаметром dн=20х2 мм
Для труб диаметром dн=25х2 мм
Так как теплоносителем является вода, то минимальное ориентировочное значение коэффициента теплоотдачи, соответствующее турбулентному течению [2, табл.2.1]: Кор=800 Вт/(м2* К).
Ориентировочное значение поверхности теплообмена составит:
м2
Из табл.2.3 [2] теплообменники с близкой поверхностью имеют диаметр кожуха 600 мм и числом ходов 1, 2 или 6.
В многоходовых теплообменниках средняя движущая сила несколько меньше, чем в одноходовых, вследствие возникновения смешанного взаимного направления движения теплоносителей, поэтому необходимо внести поправку.
Поправку определим следующим образом [3]. Примем температуру t2н=Т2, t1н=Т1, t1н=t2, t1н=t1.
Разность температур в многоходовом теплообменнике:
Вычислим среднюю разность температур для противотока:
Найдем величины P и R:
По рисунку VIII [3] определим .
Следовательно, среднюю разность температур для противотока:
С учетом поправки ориентировочная поверхность составит:
м2
Теперь проведем уточненный расчет следующих вариантов:
Таблица 3
|
Вариант 1 |
Вариант 2 |
Вариант 3 |
D, мм |
600 |
400 |
400 |
d, мм |
25х2 |
20х2 |
25х2 |
z |
2 |
2 |
2 |
|
|
|
|
4. Уточненный расчет поверхности теплопередачи.
Вариант 1
а) трубное пространство:
(3.1)
Так как Re<10000 режим является турбулентным. По номограмме из [3] ищем критерий Прандтля:
=3,1
Коэффициент теплоотдачи к жидкости, движущейся по трубам:
Вт/(м2*К)
б) межтрубное пространство:
Площадь сечения потока в межтрубном пространстве между перегородками (табл.2.3, [2]) Sмтр=0,04 м2.
(3.6)
(3.7)
При движении теплоносителя в межтрубном пространстве кожухотрубчатых теплообменников с сегментными перегородками и Re>1000, коэффициент теплоотдачи к жидкости определяется следующим образом:
Вт/(м2*К)
(*) Оба теплоносителя являются малоконцентрированными водными растворами, поэтому в соответствии с табл. 2.2 [2] примем термические сопротивления загрязнений одинаковыми, равными rз1= rз2=1/2900 м2* К/ Вт. Повышенная коррозионная активность этих жидкостей диктует выбор нержавеющей стали в качестве материала труб. Теплопроводность нержавеющей стали примем равной Вт / (м*К). Сумма термических сопротивлений стенки и загрязнений равна:
м2*К/Вт (*)
Коэффициент теплопередачи:
(3.10)
Вт/(м2*К)
Требуемая поверхность составит:
(3.11)
м2
Из табл 2.3 [2] следует, что из выбранного ряда подходит теплообменник с трубами длиной 3,0 м и номинальной поверхностью F1В=57,0 м2. При этом запас:
%
Данный теплообменник с длиной труб 3,0 м имеет недостаточный запас поверхности, так как <10%.
Масса теплообменника из табл. 2.8 [2] М1В=1890 кг.
Вариант 2
а) трубное пространство:
(3.1)
Так как Re<10000 режим является турбулентным. По номограмме из [2] ищем критерий Прандтля:
=3,1
Коэффициент теплоотдачи к жидкости, движущейся по трубам:
Вт/(м2*К)
б) межтрубное пространство:
Площадь сечения потока в межтрубном пространстве между перегородками (табл.2.3, [2]) Sмтр=0,048 м2.
(3.6)
(3.7)
При движении теплоносителя в межтрубном пространстве кожухотрубчатых теплообменников с сегментными перегородками и Re>1000, коэффициент теплоотдачи к жидкости определяется следующим образом:
Вт/(м2*К)
(*)-(*)
Коэффициент теплопередачи:
(3.10)
Вт/(м2*К)
Требуемая поверхность составит:
(3.11)
м2
Из табл 2.3 [2] следует, что из выбранного ряда подходит теплообменник с трубами длиной 3,0 м и номинальной поверхностью F2В=60,0 м2. При этом запас:
%
Данный теплообменник с длиной труб 3,0 м имеет достаточный запас поверхности, так как >10%.
Масса теплообменника из табл. 2.8 [2] М2В=2100 кг.
Вариант 3
а) трубное пространство:
(3.1)
Режим переходный. Для такого случая пользуемся графиком из [2] для нахождения критерия Нуссельта:
В наших расчётах пренебрегаем:
Nu=17,5* =17,5* =28,47
Коэффициент теплоотдачи к жидкости, движущейся по трубам:
Вт/(м2*К)
б) межтрубное пространство:
Площадь сечения потока в межтрубном пространстве между перегородками (табл.2.3, [2]) Sмтр=0,053 м2.
(3.6)
(3.7)
При движении теплоносителя в межтрубном пространстве кожухотрубчатых теплообменников с сегментными перегородками и Re>1000, коэффициент теплоотдачи к жидкости определяется следующим образом:
Вт/(м2*К)
(*)-(*)
Коэффициент теплопередачи:
(3.10)
Вт/(м2*К)
Требуемая поверхность составит:
(3.11)
м2
Из табл 2.3 [2] следует, что из выбранного ряда подходит теплообменник с трубами длиной 4,0 м и номинальной поверхностью F3В=81,0 м2. При этом запас:
%
Данный теплообменник с длиной труб 4,0 м имеет недостаточный запас поверхности, так как <10%.
Масса теплообменника из табл. 2.8 [2] М3В=2410 кг.