Совергенствование смесителя. СРО 4 жас. Расчет кожухотрубчатого конденсатора перегретых паров

• Название: Расчет кожухотрубчатого конденсатора перегретых паров
• Анкор: Совергенствование смесителя
• Дата: 25.10.2021
• Размер: 92.46 Kb.
• Имя файла: СРО 4 жас.docx
• Тип: Документы; #255364

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РЕСПУБЛИКИ КАЗАХСТАН

АО «АЛМАТИНСКИЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»

ФАКУЛЬТЕТ ИНЖИНИРИНГА И ИНФОРМАЦИОННЫХ ТЕХНОЛОГИЙ

КАФЕДРА МАШИНЫ И АППАРАТЫ ПИЩЕВЫХ ПРОИЗВОДСТВ

СРО №4

На тему: Расчет кожухотрубчатого конденсатора перегретых паров
Выполнил: Калданов Ж.Б.

Группа: ТМО

Проверил: Кузембаев К.К.

Алматы, 2021 г.

1.8. Уточненный расчет коэффициентов теплоотдачи. Окончательный выбор теплообменного аппарата

Расчет коэффициентов теплоотдачи с учетом температур поверхностей стенки теплообменной трубки называется уточнен­ным. Температуры поверхностей стенки при этом рассчитывают методом последовательных приближений исходя из того, что при

установившемся процессе теплопередачи удельные тепловые по­токи по обе стороны стенки (со стороны горячего и холодного теплоносителей) отличаются не более 5 % [1].

Уточненный расчет выполним отдельно для каждой из зон.

Зона конденсации пара

Для первого приближения зададимся значением температу­

ры поверхности стенки со стороны конденсирующегося пара (tст1 )i = 107,3 °С.

Для расчета коэффициента теплоотдачи от конденсирую­щегося пара к стенке воспользуемся формулой [1, 2]

^а1

= 1,15

^Л13 Р12 rg

Ц1 AtH’

(1.23)

где H - высота теплообменных труб, на которых конденсирует­ся пар, м; Дt - разность температур пара и стенки, °С; r - скры­тая теплота конденсации пара, Дж/кг; g = 9,81 м/с² - ускорение

силы тяжести; Л1, р 1, р 1 - теплопроводность, плотность, динами­ческая вязкость конденсата, образующегося из пара при темпера-

туре пленки, равной t_пл

T +⁽t_Ст1 ⁾I _ 112,7 +107,3 — — 110 \^.

2

2

При температуре пленки конденсата t_пл = 110 °C [2]: Л1 = 0,685 Вт/(м^К), р 1 = 951,0 кг/м³, р1 = 256 •Ю^-6 Па^с.

Разность температур пара и стенки Д t= 112,7 -107,3 = 5,4 °C.

По формуле (1.23)

a1 = 1,15 4

0, 685³ • 9512 • 2227 •Ю^-1

256 •Ю^-6 • 5, 4 • 3

⁶ • 9,81 ,

= 7193, 9 Вт/(м²^К).

Удельная тепловая нагрузка со стороны конденсирующего­ся пара

(q1 )I = a1 Д t = 7193,9 • 5,4 = 38847,1 Вт/м².

Температура поверхности стенки со стороны воды

(tст2)I = (tст1 )I -EГст• (q1 )_I = 107,3 - 0,000437 • 38847,1 = 90,32 °C.

При этой же температуре для воды [2] Рг_ст = 1,94.

Влияние температуры поверхности стенки на интенсив­ность теплоотдачи от стенки к воде учитывается отношением 0,25 I Pr I

I I , добавляемым к формуле (1.12).

I Pr 7

\ ст 7

Тогда

а

I Pr Г5 I3 86 Г⁵

Nu2 = Nu₂I I = 146,671 -,— I = 174,2,

2 ²1РГст 7 11,94 J

174,2• 0,642 „ _2тлч

a2 = = 5325,5 Вт/(м² •К).

² 0,021

Удельная тепловая нагрузка со стороны воды

(q2)I = a2 •[(tст2)I -1ср] = 5325,5(90,32- 45,9) = 236558,7 Вт/м².

В первом приближении (q₂)I>>(q1 )I (236558,7>>38847,1), поэтому расчет продолжаем, принимая для второго приближения (tc, )ii = 97.3 ”С.

112,7 + 97,3 _а„

Температура пленки конденсата t_пл = 2 = 105 °С.

При этой температуре [2]: Л1 = 0,684 Вт/(м-К), р1 = 954,5 кг/м³, р1 = 269 •10 6 Па-с.

Разность температур пара и стенки Д t = 112,7 - 97,3 = 15,4 °С.

По формуле (1.23)

6-9 81 „

— = 5471,8 Вт/(м²-К).

a1 = 1,15 4

0,6843 • 954,5² • 222740^-

269 •Ю^-6 •15,4 • 3

Удельная тепловая нагрузка со стороны пара

(q1 )_п = a1 • At= 5471,8 -15,4 = 84265,0 Вт/м².

Температура поверхности стенки со стороны воды

(tст2)_п =(tст1 )_п -Ёгст •(q1 )ii = 97,3-0,000437• 84265,0 = 60,48 °С.

При этой температуре для воды [2] Ргст = 2,96.

( Pr Г⁵ ( 3 86 Г⁵

Nu2 = Nu₂l I = 146,67l ^, I = 156,7,

^{2 2}1Ргст ) 12,96 J

156,7• 0,642

a2 = = 4791,6 Вт/(м² •К).

² 0,021

Удельная тепловая нагрузка со стороны воды

а

⁽q2 )_п = ^a2 •[(tст2 )_п

В втором

(84265,0>>69861,5),



■ t ср ] = 4791,6 (60,48 - 45,9) = 69861,5 Вт/м².

приближении уже ( q1 )_п>> ( q ₂ )_п

поэтому расчет продолжаем, определяя

(tсП )_III графически (рис. 1.7).

По определенному графически значению (t_ст1 ) = 97,9 °С выполняем третий, проверочный расчет.

Д t = 112,7 - 97,9 = 14,8 °С.

112 7 + 97 9 t_пл = = 105,3 °С.

При этой температуре: Л1 = 0,684 Вт/(м-К), р1 = 954,5 кг/м³, р1 = 269 •10 6 Па-с.

По формуле (1.23)

6-9 81 „

— = 5526,4 Вт/(м²^К).

a1 = 1,15 4

0,6843 • 954,5² • 2227•Ю^-1

269•Ю^-6 44,8• 3

(q1 )III = 5526,4-14,8 = 81790,5 Вт/м².

(t_CT2 )_ш = (t_СТ1 )_ш -X Гст • (41 )iii = 97,9 - 0,000437 • 81790,5 = 62,16 °С.

При этой температуре для воды [2] Рг_ст = 2,88 .

а

( Pr Г⁵ ( 3 86 Г⁵

Nu2 = Nu₂l - I = 146,67l - I = 157,8,

^{2 2}1РгстJ 12,88 J

157,8 • 0,642 _2тгч

a2 = = 4824,5 Вт/(м² •К).

² 0,021

(q 2 )III = 4824,5( 62,16 - 45,9) = 78446,4 Вт/м².

Средняя удельная тепловая нагрузка в третьем приближе­НИИ

⁽ qср )ш

⁽qi )_ш +(q2 )_ш 2

81790,5 + 78446,4

2

= 80118,4 Вт/м².

Отклонение удельных тепловых нагрузок по обе стороны

стенки в третьем приближении для зоны конденсации пара

_л = ⁽ql.ii -(q2⁾_Ш . 100 = 81Ж5 - ⁷⁸⁴⁴⁶,⁴.100 = 4,17 %

(qcp )_ш ⁸⁰¹¹⁸,⁴

Так как отклонение удельных тепловых нагрузок не пре­вышает 5 % (4,17 < 5), то тепловой расчет для зоны конденсации

можно считать законченным.

Коэффициент теплопередачи в зоне конденсации пара по формуле (1.13)

1

1

5526,4

+ 0,000437 +

1

4824,5

= 1212,1 Вт/(м²^К).

и.\

Рис. 1.8. Схема процесса теплопередачи в зоне конденсации пара

Схема процесса те-

плопередачи в зоне кон-

денсации представлена на рис. 1.8.

Площадь поверхно-

сти теплопередачи в зоне

конденсации

2402313,2

Fye⁼

к 1212,1- 66,84

= 29,65 м2.

Зона охлаждения

пара

В [2] утверждается, что для газов отношение

Pr 1

= 1, так как они яв-

Pr

ст

ляются зависимыми

только от атомности газа.

Поскольку перегретый водяной пар является газом, то выполне­ние уточненного расчета для зоны охлаждения пара становится невозможным и нецелесообразным. В связи с вышеизложенным,

Kк

воспользуемся результатами приближенного расчета зоны охла­ждения пара, отраженными на рис. 1.9.

Итак, площадь поверхности теплопередачи в зоне охлажде­ния пара F_ox= 2,12 м².

Суммарная необходимая площадь поверхности аппарата

Ftp = F + Fox = 29,65 + 2,12 = 31,8 м².

Окончательно вы­бираем вертикальный шес­тиходовой кожухотрубча­тый теплообменный аппа­рат с внутренним диамет­ром кожуха D = 600 мм, с числом труб 194 шт., с высотой теплообменных труб 3000 мм и размеще­нием их по вершинам правильных равносторон­них треугольников (сто­ронам правильных шес­тиугольников), с площа­дью поверхности тепло­передачи F = 46,0 м².

Запас площади по-

верхности аппарата

F - F

Д = тр

F

46,0 - 31,8

46,0

= 30,8

%,
что отвечает рекомендациям [2].

Условное обозначение аппарата

600ТНВ - 0,6М1 - О

Теплообменник гр. А ГОСТ 14246-79.

25Г - 3Ш - 6

2. 
   КОНСТРУКТОРСКИЙ РАСЧЕТ
   

Целью конструкторского расчета является:

• 
  выбор конструкционных материалов для изготовления аппарата;
  
• 
  выбор трубных решеток, способов размещения и крепле­ния в них теплообменных труб и трубных решеток к кожуху;
  
• 
  выбор конструктивной схемы поперечных перегородок и расстояния между ними;
  
• 
  расчет диаметров штуцеров, выбор фланцев, прокладок и крепежных элементов;
  
• 
  выбор распределительных камер, крышек и днищ аппара­та, отбойники;
  
• 
  проверка необходимости установки компенсирующего устройства;
  
• 
  выбор опор аппарата.
  

1. 
   Выбор конструкционных материалов для изготовления аппарата
   

Конструкционные материалы для изготовления теплооб­менного аппарата должны удовлетворять требованиям к их меха­ническим свойствам, быть коррозионностойкими, дешевыми и недифицитными.

Для проектируемого теплообменника выбираем группу ма­териального исполнения М1 [1]. Для группы материального ис­полнения М1 по ГОСТ 15120-79 выбираем материалы основных узлов и деталей, а именно:

• 
  кожух - ВСт3сп5 ГОСТ 14637-79;
  
• 
  распределительная камера и крышки - ВСт3сп5 ГОСТ 14637-79;
  
• 
  трубы - Сталь 10 (20) ГОСТ 8733-87.