Курсовая работа. Курсовая работа расчет пароводяного теплообменного аппарата студент группы рэнгм 14(з) сп С. Л. Бухвалов

Название	Курсовая работа расчет пароводяного теплообменного аппарата студент группы рэнгм 14(з) сп С. Л. Бухвалов
Дата	21.05.2019
Размер	490.61 Kb.
Формат файла
Имя файла	Курсовая работа.docx
Тип	Курсовая #78074
страница	3 из 3

1 2 3

Гидродинамический расчет теплообменника

Цель этого расчета теплообменника состоит в определении затрат механической энергии на перемещение теплоносителей в аппарате. При гидравлическом расчете теплообменника необходимо учитывать сопротивление трения, местные сопротивления и тепловое сопротивление.

Последнее сопротивление обусловлено ускорением потока вследствие изменения объема теплоносителя при постоянном сечении канала, что связано с изменением температуры. Для капельных жидкостей этим сопротивлением можно пренебречь.

Сопротивление трения при движении теплоносителя в каналах ΔP_m, определяется по формуле

(22)

где l – длина гидравлический диаметр канала, м;

d– гидравлический диаметр канала, м;

– коэффициент сопротивления трения.

При неизотермическом течении жидкости величина коэффициента сопротивления трения зависит не только от критерия Re, но и от критериев Gr и Pr. Так, при турбулентном режиме течения имеем:

(23)

Местные сопротивления определяют по формуле

(24)

Коэффициент сопротивления трения,зависит от вида местного сопротивления (внезапное сужение, поворот и т. п.) [4]. При продольном омывании пучков труб вдоль оси сопротивление подсчитывается по формулам для прямых каналов, где в формулы подставляется эквивалентный гидравлический диаметр, d_экв,

(25)

При поперечном омывании пучков значение коэффициента сопротивления определяется формулами

для шахматных пучков при

(26)

для шахматных пучков при

(27)

для коридорных пучков

(28)

В этих формулах скорость отнесена к самому узкому сечению пучка, физические свойства – к средней температуре потока; m – число рядов в пучке в направлении движения.

Тепловое сопротивление можно подсчитать как удвоенную разность скоростных напоров в конце и в начале канала:

(29)

где

– плотность, кг/м³;

υ – средняя скорость течения, м/сек.

Общее сопротивление каждого теплоносителя определяется как сумма всех видов сопротивления в элементах теплообменника

(30)

Мощность, необходимая для перемещения каждого теплоносителя в теплообменнике, определяется формулой:

(31)

где: G и

– массовый расход и средняя плотность теплоносителя;

– к.п.д. устройства (насоса) для перемещения теплоносителя (

= 0,4...0,6).

Пример расчета вертикального кожухотрубчатого теплообменного аппарата

Определить величину поверхности теплообменника и основные размеры вертикального четырехходового трубчатого теплообменника, предназначенного для нагрева воды от t′₂=30 ºC до t′′₂=90 ºC. Вода движется внутри латунных трубок (

)диаметром d₂/d₁=16/14 мм,

, со скоростью υ = 1 м/с. Греющим теплоносителем является сухой насыщенный водяной пар с давлением P =0,143 МПа и скоростью υ₁= 10 м/с, который конденсируется на внешней поверхности трубок. Количество передаваемой теплоты Q = 2200 кВт. Потери теплоты в окружающую среду не учитывать.

Тепловой расчет

Определяем параметры греющего пара для давления по [7] либо по Приложению 3: P=0,143 МПа, h˝=2691,4 кДж/кг, t_s=110ºC, h´=461,4 кДж/кг.

Определяем расход первичного теплоносителя G, кг/с:

Определяем расход вторичного теплоносителя:

где

= 4,187кДж/кг ⁰С - теплоемкость воды при средней температуре t₂ = 60ºC.

Для расчета коэффициента теплоотдачи к внешней поверхности трубки при конденсации пара надо знать температуру внешней поверхности стенки и высоту трубки. Эти значения неизвестны, поэтому расчет проводим методом последовательных приближений. Определяем среднелогарифмический температурный напор.

t”=95º

t”=95º

t”=35º

Рисунок 8 – Температурный график теплообменного аппарата

Задаемся температурой стенки в первом приближении

Задаемся также высотой трубок H=2м.

Приведенная высота поверхности (длина трубки):

При t_s= 110ºC по табл. 8-1 [5] или Приложению 6 A = 60,7 1/мºС B = 6,95

10^-3 м/Вт

Режим течения пленки конденсата ламинарный.

При пленочной конденсации сухого насыщенного пара и смешанном режиме течения пленки конденсата средний по длине коэффициент теплоотдачи

определяют по формуле:

Учитывая, что

находим:

Определим коэффициент теплоотдачи к воде.

Среднеарифметическая температура воды

C

При t₂= 65⁰C физические свойства воды [7] (Приложение 2):

;

Число Рейнольдса для вторичного теплоносителя (вода)

Режим движения воды ламинарный, рассчитывают по формуле:

Перепад температур по толщине стенки оцениваем в 1ºС, тогда

и по Приложению 2

Коэффициент теплоотдачи от пара к воде:

Средняя плотность теплового потока

Поверхность теплообмена в первом приближении

м²

Число трубок в одном ходе

Число ходов 4 и всего трубок n = 4

71 = 284

Высота трубок в первом приближении

Температура стенок трубок

Полученные значения величин Н, t _cm₁ , t _cm₂ отличаются более чем на 10%, поэтому производим повторный расчет, принимая Н=1,5м, t _cm₁ =91ºС, t _cm₂ =90ºС.

Повторный расчет

Пусть приведенная высота поверхности (длина трубки) равна:

Режим течения пленки конденсата турбулентный, поэтому расчет ведем по формуле:

_при_t_s₌₁₁₀⁰_C_,_Pr_{=1,6 при}_t_ст1₌₉₁⁰_С,_Pr_ст_=1,93=

Для вторичного теплоносителя при t _cm₂ =90ºС, Pr _cm₂ =1,95

Коэффициент теплоотдачи:

Коэффициент теплопередачи:

Средняя плотность теплового потока:

Поверхность теплообмена:

Число трубок в одном ходе 71.

Всего трубок n=4 · 71=284 сохраняются прежними.

Высота трубок во втором приближении

Температура стенок трубок

Совпадение полученных значений с ранее принятыми лежит в пределах точности расчета, таким образом, окончательно принимаем F=21,6м² и Н=1,6м.

Определяем внутренний диаметр корпуса теплообменника

В данном случае выбираем шаг труб S=1,6

22=35мм и коэффициент заполнения трубной решетки

=0,6

Определяем диаметры патрубков:

– парового

где

=0,826кг/м³, при t_s=110⁰C,

– водяного

Полученные значения диаметров патрубков следует округлить до ближайших стандартных размеров (см. Приложение 5)

Гидродинамический расчет

Гидравлическое сопротивление пароводяных подогревателей по межтрубному пространству при конденсации пара на пучке вертикальных или горизонтальных трубок, как правило, не определяется. Величина такого сопротивления при нормальной эксплуатации теплообменных аппаратов, работающих с небольшими скоростями греющего пара – до 10 м/с в межтрубном пространстве, очень мала [6].

Для вторичного теплоносителя (вода):