теплоотдача. Рекуперативные теплообменные аппараты
 Скачать 3.22 Mb.
|
3.3 Расчет кожухотрубчатого теплообменника3.3.1. Устройство кожухотрубчатого теплообменникаКожухотрубчатые теплообменники относятся к наиболее распространенным аппаратам. Их применяют для теплообмена и термохимических процессов между различными жидкостями, парами и газами как без изменения, таки с изменением их агрегатного состояния. Кожух (корпус) кожухотрубчатого теплообменника представляет собой трубу, сваренную из одного или нескольких стальных листов (рис. 18). Кожухи различаются главным образом способом соединения с трубной доской и крышками. Толщина стенки кожуха определяется давлением рабочей среды и его диаметром, но принимается не менее 4 мм. К его цилиндрическим кромкам приваривают фланцы для соединения с крышками или днищами. На наружной поверхности кожуха прикрепляют опоры аппарата. Трубчатка кожухотрубчатых теплообменников выполняется из прямых или изогнутых (U-образных или W-образных) труб диаметром 12…57 мм. Предпочтительны стальные бесшовные трубы. В кожухотрубчатых теплообменниках проходное сечение межтрубного пространства в 2…3 раза больше проходного сечения внутри труб. Поэтому при равных расходах теплоносителей с одинаковым фазовым состоянием коэффициенты теплоотдачи на поверхности межтрубного пространства невысоки, что снижает общий коэффициент теплопередачи в аппарате. Устройство перегородок в межтрубном пространстве такого теплообменника способствует увеличению скорости теплоносителя и повышению эффективности теплообмена.  Рис. 18. Схема кожухотрубчатого теплообменника Трубные доски (решетки) служат для закрепления в них пучка труб при помощи развальцовки, разбортовки, заварки, запайки или сальниковых креплений. Материалом досок служит обычно листовая сталь толщиной не менее 20 мм. В парожидкостных теплообменниках пар проходит обычно в межтрубном пространстве, а жидкость — по трубам. Разность температур стенки корпуса и труб обычно значительна. Для компенсации разности тепловых удлинений между кожухом и трубами устанавливают линзовые, сальниковые или сильфонные компенсаторы. Трубы в решетках обычно равномерно размещают по периметрам правильных шестиугольников, т. е. по вершинам равносторонних треугольников, реже применяют размещение труб по концентрическим окружностям. В отдельных случаях, когда необходимо обеспечить удобную очистку наружной поверхности труб, их размещают по периметрам прямоугольников. Все указанные способы размещения труб преследуют одну цель — обеспечить более компактное размещение необходимой поверхности теплообмена внутри аппарата. В большинстве случаев наибольшая компактность достигается при размещении трубок по периметрам правильных шестиугольников. Для увеличения скорости движения теплоносителей с целью интенсификации теплообмена нередко устанавливают перегородки как в трубном, таки в межтрубном пространствах. Существует три способа размещения труб в теплообменниках (рис. 19).  Рис. 19. Способы размещения труб в теплообменниках: а — по периметрам правильных шестиугольников; б — по концентрическим окружностям; в — по периметрам прямоугольников (коридорное расположение) 3.3.2 Задание и тепловой расчет подогревателяЗапроектировать вертикальный пароводяной подогреватель [14], предназначенный для подогрева воды системы отопления в цехах производственных помещений, при следующих условиях: 1) давление воды Рв = 0,148 МПа; 2) температура воды на входе tв′ = 21 ºС; 3) температура воды на выходе tв′′ = 87 ºС; 4) расход воды Gв = 213 м3/ч; 5) давление греющего пара Pп = 0,56 МПа; 6) температура греющего пара tп = 185 ºС. При заданном давлении пара Рп = 0,56 МПа и температуре ts = 156,04 ºС по I-S диаграмме (прил. 2, рис. 1) определяют состояние пара. Если он перегрет, то имеются две зоны теплообмена: 1) охлаждение пара от tп = 185 ºС до ts = 156,04 ºС; 2) конденсация насыщенного пара на вертикальных трубах. Считают, что переохлаждения конденсата нет, тогда расчет поверхности проводят отдельно для каждой зоны (прил. 2, рис. 1). Определение тепловой нагрузки аппарата Параметры теплоносителей находят по табл. 1 и 2 (прил. 2) при средних температурах воды tв.ср и пара tп.ср, °С: tв.ср = 0,5(tв′ +tв′′); tв.ср = 0,5(21 + 87) = 54 °С, где tв′ – температура воды на входе в подогреватель; tв′′ – температура воды на выходе из подогревателя.   где tп – температура перегретого пара, °С; ts – температура насыщенного пара, °С, определяют по табл. 1 (прил. 2). При tв.ср принимают следующие справочные данные: 1) св = 4,176 кДж/(кг·°С) – теплоемкость воды; 2) ρв = 986,14 кг/м3 – плотность воды; 3) νв = 0,525 · 10–6 м2/с – коэффициент кинематической вязкости воды; 4) λв = 0,652 Вт/(м·°С) – коэффициент теплопроводности воды; 5) Рrв = 3,33 – число Прандтля для воды. При tп.српо табл. 1 (прил. 2) определяем следующее: 1) сп = 2,59 кДж/(кг·°С) – теплоемкость пара; 2) ρп = 4,17 кг/м3 – плотность пара; 3) νп = 3,537 · 10–6 м2/с – коэффициент кинематической вязкости пара; 4) λп= 0,0313 Вт/(м·°С) – коэффициент теплопроводности пара; 5) Рrп = 1,21 – число Прандтля для пара. Количество теплоты, кВт, передаваемой паром воде, определяют по формуле   где Gв – объемный расход воды, м3/с; св – теплоемкость воды, кДж/(кг·°С); Количество теплоты, кВт, передаваемой паром воде в 1-й зоне, вычисляютпо формуле  где Dп – массовый расход пара, кг/с, Dп = 8,14 кг/с; Сп– теплоемкость пара, кДж/(кг·°С). Массовый расход пара, кг/с, рассчитывают  где r –– теплота парообразования пара, кДж/кг, определяемая по температуре насыщения по табл. 2 (прил. 2). Тогда  Количество теплоты, кВт, передаваемой паром воде во 2-й зоне,  Суммарное значение переданной теплоты паром воде  Расчет коэффициента теплопередачии конструктивных размеров аппарата Для расчета коэффициента теплопередачи произвольно выбирают наружныйдиаметр трубок dнар = 38 мм (dнар = 20; 25; 38 мм) и скорость воды в нихωв = 1,8 м/с (прил. 2, табл. 3). Трубки изготавливают толщиной δст = 1 мм из стали12МХ с коэффициентом теплопроводности λст = 39 Вт/(м·°С) (прил. 2, табл. 4). Определяют режим течения воды в трубах  где Re– критерий Рейнольдса; ωв– скорость воды в трубках, м/с; dвн – внутренний диаметр трубок, м; νв– коэффициент кинематической вязкости воды, м2/с. Так как Re> 104, то режим течения воды в трубках – турбулентный. Критерий Нуссельта для турбулентного режима течения определяется по следующей формуле:   где Рr – число Прандтля для воды; εl – поправочный коэффициент, при отношении длины трубок к их диаметру l/d > 50 коэффициент εl = 1. Из критериального уравнения Нуссельта определяют коэффициент теплоотдачи от внутренней поверхности стенки трубки к водe  где  коэффициент теплопроводности воды, Вт/(м·°С).Рассчитывают количество трубок в трубной решетке  Принимаем ромбическое расположение труб в трубной решетке. По табл. 5 (прил. 2) находим действительное значение количества труб в решетке n = 37 и относительный диаметр трубной решетки dтр/t = 6. Шаг междутрубками диметром dнар= 38 мм равен t = 48 мм (прил. 2, табл. 6), тогда диаметр трубной решетки будет  Кольцевой зазор k между крайними трубками и корпусом принимаем равным 10 мм. Внутренний диаметр корпуса аппарата составит  Расчетное значение внутреннего диаметра кожуха округляют до ближайшего размера: 400, 500, 600, 700, 800, 900, 1000, 1200, 1400, 1600, 1800, 2000,2200, 2400, 2600, 2800, 3000, 3200, 3400, 3600, 3800, 4000 [7]. Принимаем Dа.вн= 400 мм. При ромбическом расположении труб число шестиугольников для размещения труб определяется  Число труб по диагонали наибольшего шестиугольника составит  Общее число труб в шестиугольниках будет  Размещение труб по концентрическим окружностям производится так, чтобы был выдержан шаг между трубками. При радиальном шаге t радиусы окружностей будут  Соответственно длины окружностей будут равны  Число труб на каждой окружности определится по формуле   °С. Поверхность теплообмена 1-й зоны составитм2. Поверхность теплообмена во 2-й зоне. Предполагают, что во 2-й зоне коэффициент теплоотдачи от внутренней стенки трубки к жидкости равен коэффициенту теплоотдачи в 1-й зоне. Это допустимо, так как свойства воды во 2-й зоне мало отличаются от свойств воды в 1-й зоне. Коэффициент теплопередачи для 2-й зоны k2 можно определить графоаналитическим методом. Для этого предварительно находят для различных участков перехода теплоты зависимость между удельным тепловым потоком q и перепадом температур Δt. Удельный тепловой поток от пара к стенке, Вт/м2  где  безразмерный коэффициент; hтр = 9 м – предполагаемая высота трубок (hтр =1; 1,5; 2; 3; 4; 6; 9 м); Δt1 = tп – tст1– температурный перепад между паром и наружной стенкой трубки, °С; tст1– температура на наружной поверхности стенки трубки, °С.  . Задаются рядом значений Δt1 и вычисляют соответствующие им величины  и q1 (табл. 4). По полученным данным строят кривую Δt1 = f(q1) (рис. 20).Таблица 4 – Данные для построения кривой Δt1 = f(q1)
Определяют плотность теплового потока через стенку, кВт/м2  где Δt2 = tс1- tс2 – температурный перепад между стенками трубки, °С; tс2 –температура на внутренней поверхности стенки, °С. Задаваясь значениями Δt2, вычисляют соответствующие им величины q2(табл. 5) и строят кривую Δt2 = f(q2) (см. рис. 20). Таблица 5 – Данные для построения кривой Δt2 = f(q2)
Удельный тепловой поток через накипь, кВт/м2  где  = tс2 – tнак– температурный перепад между внутренней поверхностью стенки и накипью, °С; tнак –– температура на поверхности накипи, °С.Задаваясь значениями Δt3, вычисляют соответствующие им величины q3(табл. 6) и строят кривую Δt3 = f(q3) (см. рис. 20). Таблица 6 – Данные для построения кривой Δt3 = f(q3)
Удельный тепловой поток от стенки к воде, кВт/м2  где  = tнак – tв –– температурный перепад между накипью и водой, °С.Задаваясь значениями , вычисляют соответствующие им величины q4(табл. 7) и строят кривую Δt4 = f(q4) (см. рис. 20).Таблица 7 – Данные для построения кривой Δt4 = f(q4)
Средний температурный напор во 2-й зоне, °С  Отсюда средний удельный тепловой поток, кВт/м2  Складывая ординаты четырех зависимостей, строят суммарнуюзависимость ΣΔt от q (см. рис. 4). На оси ординат (см. рис. 4) из точки, соответствующей Δt2, проводим прямую, параллельную оси абсцисс до пересечения с кривой ΣΔt = f(q4). Из точки пересечения опускаем перпендикуляр на ось абсцисс и находим фактическое значение удельного теплового потока qгр, кВт/м2. Полная разность температур между теплоносителями  Графическое значение удельного потока qгр = 135,47 кВт/м2.  Рис. 20. Определение температурного напора графоаналитическим методом Коэффициент теплопередачи во 2-й зоне будет найден  Поверхность теплообмена во 2-й зоне, м2  Суммарная поверхность теплообмена, м2  Общая длина трубок, м  где dср –– средний диаметр трубок, dср = 0,037 м. Число ходов подогревателя  Принимаем четырехходовой подогреватель. Общее число трубок подогревателя составит  Для определения диаметра корпуса необходимо пересчитать размерытрубной решетки. Поскольку аппарат четырехходовой, необходимо предусмотреть место для перегородок и анкерных связей и в каждом ходе разместить по 37 трубок. Принимаем ромбическое расположение труб в трубной решетке. По табл. 5(прил. 2) находим действительное значение количества труб в решетке n = 187и относительный диаметр трубной решетки dтр/t = 14. Шаг между трубками диаметром dнар = 38 мм равен t = 48 мм (прил. 2, табл. 6), тогда диаметр трубной решетки будет  Кольцевой зазор k между крайними трубками и корпусом принимаем равным 10 мм. Внутренний диаметр корпуса аппарата составит  Внутренний диаметр многоходового теплообменника определяют с учетом размещения перегородок в распределительной камере и руководствуются рекомендациями [7]. Принимаем Dа.вн = 800 мм. Определяют площадь межтрубного пространства без учета перегородок для прохода пара, м2  Коэффициент, учитывающий сужение живого сечения межтрубного пространства  Расстояние между сегментными перегородками, м  Эквивалентная длина пути теплоносителя, м  где b = Dа.вн(0,2 – 0,4) = 0,8 · 0,2 = 0,16 м –– расстояние от края сегментной перегородки до корпуса аппарата. Площадь живого сечения межтрубного пространства с учетом перегородок  Скорость пара в межтрубном пространстве  где Dп – массовый расход пара, кг/с; ρп– плотность пара, кг/м3. Для вычисления коэффициента теплоотдачи от пара к трубке находят критерий Рейнольдса для пара  где dэ –– эквивалентный диаметр, м  где U = π(Dа.вн + ndнар ) = 3,14(0,8 +187 ⋅ 0,038) = 24,8 м – смоченный периметр. Критерий Рейнольдса соответствует установившемуся турбулентному движению пара, поэтому критерий Нуссельта будет определен по формуле  где Рr –– число Прандтля для пара. Из критериального уравнения Нуссельта находят коэффициент теплоотдачи от пара к стенке трубки  где λп –– коэффициент теплопроводности пара, Вт / (м2·°С) . Коэффициент теплопередачи в 1-й зоне, Вт/(м2·°С)  где Rнак = 0,00033 м2·°С/Вт – термическое сопротивление накипи. Считаем, что температурный напор в 1-й зоне не изменится Δt1 = 83,98 °С, тогда поверхность теплообмена 1-й зоны составит  Так как температурный напор Δt2 = 99,77 °С во 2-й зоне не изменяется, то коэффициент теплопередачи останется прежним 2k2 =1357,8 Вт / (м ·°С) ,а следовательно, поверхность теплообмена также не изменится F2 = 114,5 м2. Суммарная поверхность теплообмена  Длина трубок, м, в одном ходу  Принимаем четырех ходовой подогреватель с внутренним диаметром кожуха Dа.вн = 700 мм, диаметром трубок d = 38×2, длиной трубок hтр = 6 м, поверхностью теплообмена F = 137,3 м2, площадью проходного сечения в трубном пространстве fт.п = 0,15 м2, в межтрубном - fпр = 0,12 м2 [7]. 3.3.3 Гидравлический расчет кожухотрубчатого теплообменникаРасчет мощности, необходимой для перемещения воды через подогреватель Этот расчет определяет количество энергии, затраченной на движение теплоносителей через аппарат. Гидравлическое сопротивление пароводяных теплообменников по межтрубному пространству, как правило, не определяется, так как его значение вследствие небольших скоростей и малой плотности пара мало. Полный напор ΔР, необходимый для движения жидкости или газа через теплообменник, определяется по следующей формуле, Па: ΔP = ΣΔPтр + ΣΔPм + ΣΔPу + ΣΔPг, где ΣΔPтр –– сумма гидравлических потерь на трение, Па; ΣΔPм –– сумма потерь напора в местных сопротивлениях, Па; ΣΔPу –– сумма потерь напора, обусловленных ускорением потока, Па; ΣΔPг –– перепад давления для преодоления гидростатического столба жидкости, Па. Гидравлические потери на трение в каналах при продольном омывании пучка труб теплообменного аппарата определяются по формуле, Па  где λтр – коэффициент сопротивления трения; L – суммарная длина трубок, м; dэ – эквивалентный диаметр, равный внутреннему диаметру трубок, м; ω – средняя скорость воды на данном участке, м/с; ρ – плотность воды, кг/м3. Коэффициент сопротивления трения для чистых трубок можно рассчитать по формуле  Вычисляем  Гидравлические потери давления, Па, в местных сопротивлениях определяются по формуле  где ξ –– коэффициент местного сопротивления, его находят как сумму сопротивлений каждого элемента подогревателя (ξ = 1,5). Потери давления, Па, обусловленные ускорением потока вследствие изменения объема теплоносителя при постоянном сечении канала, определяются по формуле ΔРу = ρ2ω2 − ρ1ω1 , где ρ2 и ρ1– плотности теплоносителя в выходном и входном сечениях потока соответственно, кг/м3; ω2 и ω1 – скорости теплоносителя в выходном и входном сечениях потока соответственно, м/с. Так как для капельных жидкостей потери давления ΔPу ничтожно малы, то они в расчет не принимаются (ΔPу = 0). Перепад давления для преодоления гидростатического столба жидкости равен нулю (ΔPг = 0), так как данный подогреватель не сообщается с окружающей средой. Полный напор, необходимый для движения воды через аппарат ΔP = ΔPтр + ΔPм = 1846 + 23 963 = 4242,3 Па. Мощность, необходимая для перемещения воды через подогреватель  где Gв – объемный расход воды, м3/с; η = 0,85 – коэффициент полезного действия насоса. Расчет диаметров патрубков Для определения размеров патрубков для воды (входной и выходной пат- рубки) вычисляют площадь сечения патрубка  Тогда диаметр патрубка  Для определения диаметра входного патрубка пара задаются скоростью пара на входе в патрубок ωп = 35 м/с и рассчитывают площадь сечения патрубка  где Dп – массовый расход пара, кг/с; ρп – плотность пара при средней температуре пара, кг/м3. Тогда диаметр входного патрубка для ввода пара  Скорость конденсата в выходном патрубке принимают равнойωк = 3 м/с. Плотность конденсата находят при температуре насыщения пара ts по табл. 1(прил. 2) (ρк = 907,4 кг/м3). Площадь сечения патрубка  Тогда диаметр патрубка для выхода конденсата  Находят размеры патрубка для откачки воздуха. Принимают расход воздуха Gвоз = 0,05Dп= 0,05 · 7,576 = 0,38 кг/с, скорость воздуха ωвоз = 8 м/с. Площадь сечения патрубка  где ρвоз = 0,798 кг/м3 — плотность воздуха при средней температуре пара(принимают по прил. 2, табл. 16). Тогда диаметр патрубка для откачки воздуха  4.5. Механический расчет кожухотрубчатого теплообменника Механический расчет предполагает расчет основных узлов и деталей аппарата на прочность. Конструкция и элементы аппаратов должны рассчитываться на наибольшее допускаемое рабочее давление с учетом возможных температурных напряжений, особенностей технологии изготовления деталей, агрессивности действия рабочей среды и особенностей эксплуатации. Формулы для механического расчета основных элементов кожухотрубного теплообменника приведены в [1]. В данном курсовом проекте ограничимся выполнением теплового и гидравлического расчетов. |