Расчет теплообменного аппарата

Исходное задание на расчет курсового  проекта

 

Необходимо произвести тепловой и  конструктивный расчет отопительного пароводяного подогревателя горизонтального типа и секционного водоводяного подогревателя производительностью Q = 3,96*10⁶ Вт. Температура нагреваемой воды при входе в подогреватель t₂’= 75°С и при выходе t₂’’ = 95°С. Температура сетевой воды при входе в водоводяной подогреватель t₁’ = 135°C и при выходе t₁’’ = 80°C. Влияние загрязнения поверхности нагрева подогревателя и снижение коэффициента теплопередачи при низких температурах воды учесть понижающим коэффициентом b=0,65.

 

Для расчета отопительного пароводяного подогревателя приняты следующие дополнительные данные:

• давление сухого насыщенного водяного пара р = 4,0 ат ,t_н = 142,9°С ([1],стр. 425,приложение 5);
• температура конденсата, выходящего из подогревателя, t_к = t_н;
• число ходов воды z = 2;
• поверхность нагрева выполнена из латунных труб (l = 90 ккал/м·ч·град) диаметром d_внутр = 14 мм, d_наруж = 16мм.

Загрязнение поверхности учесть дополнительным тепловым сопротивлением d_з/l_з = 0,0005 м²·ч·град/ккал.

В обоих вариантах скорость воды w_т (в трубках) принять по возможности близкой к 0,9 м/сек.

Для упрощения расчета принять r_в = 1000 кг/м³.

На основе расчетов выбрать аппараты, выпускаемые серийно, и сделать  сопоставление полученных результатов.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1.2 Расчет пароводяного подогревателя.

Исходные  данные:

Температура нагреваемой воды при входе в подогреватель t₂^/= 75 °С, давление сухого насыщенного водяного пара р= 4 ат (t_н= 142,9 °С); мощность Q=3,4*10⁶ ккал/час, Q=3,96*10⁶ Вт )

 

Расчет:

Определим расход воды с=1 ккал/кг ( с=4,187 кДж/кг):

170000  (кг/ч)

или V =170 м³/ч.

Число трубок в одном ходе:

(шт.)

где d_в – внутренний диаметр теплообменных труб (из дополнительных данных).

Общее число трубок в корпусе:

(шт.)

 

Рисунок 1 – Размещение трубок в трубной  решетке трубчатого подогревателя:

а –  по вершинам равносторонних треугольников;

б – по концентрическим  окружностям.

Принимая шаг трубок (s@1.5d_Н) s = 25 мм, угол между осями трубной системы a = 60° и коэффициент использования трубной решетки Y = 0,7, определим диаметр корпуса:

(м) = 426 (мм)

Определим также диаметр корпуса  по Таблице 1.5 Приложения 1 и Рисунку 1 при ромбическом размещении трубок.

Для числа трубок n = 184 находим в Таблице 1.5 значение D’/s = 14 и, следовательно, D’ = 14·25 = 350(мм).

Диаметр корпуса составит:

D = D’+d_н+2k=350+16+2·20=406 (мм), где d_Н –наружный диаметр трубки,

где k – "зазор" между периферийной трубкой и диаметром корпуса

k » (0,8-1)s

Принимаем для  корпуса подогревателя трубу  диаметром 436/414 мм.

Приведенное число трубок в вертикальном ряду:

(шт.)

 

Определим коэффициент теплоотдачи a_п от пара к стенке.

Температурный напор:

(°С)

Средние температуры воды и стенки:

(°С)

(°С)

Режим течения пленки конденсата определяем по приведенной длине трубки (критерий Григулля) для горизонтального подогревателя, равной:

,

где т – приведенное число  трубок в вертикальном ряду, шт.;

      d_н – наружный диаметр трубок, м;

      А₁ – температурный множитель, значение которого выбирается по таблице 1:

(°С)

(1/(м·град))

При t_н = 142,9°С имеем A₁  = 97,9 (1/(м·град), тогда L = 12·0,016·29,9·97,9 = = 562, т. е. меньше величины L_кр = 3900 (для горизонтальных труб), следовательно, режим течения пленки ламинарный.

Для этого режима коэффициент теплоотдачи  от пара к стенке на горизонтальных трубках может быть определен  по преобразованной формуле Д. А. Лабунцова:

При t_н = 142,9°С по таблице 1 находим множитель A₂ = 8243, тогда:

(ккал/(м²·ч·град)) ,  6008 .

 

Определяем коэффициент теплоотдачи  от стенки к воде:

Режим течения воды в трубках  турбулентный, так как:

,

где n – коэффициент кинематической вязкости воды (по справочнику); n = 0,353·10^-6м²/c при средней температуре воды t = 83,2°С ([2],стр. 321, табл П-4).

Таблица 1. Значения температурных множителей в формулах для определения коэффициентов теплоотдачи

Конденсирующийся пар					Вода при турбулентном движении
Температу-ра насыщения, tн, °С	A1	А2	А3	A4·103	Температура t, оС	A5
70	27,1	–	–	4,91	70	2490
80	34,5	7225	10439	5,68	80	2616
90	42,7	7470	10835	6,48	90	2740
100	51,5	7674	11205	7,30	100	2850
110	60,7	7855	11524	8,08	110	2957
120	70,3	8020	11809	8,90	120	3056
130	82,0	8140	12039	9,85	130	3150
140	94,0	8220	12249	10,8	140	3235
150	107	8300	12375	11,8	150	3312
160	122	8340	12469	12,9	160	3385

 

Коэффициент теплоотдачи при турбулентном движении воды внутри трубок:

где d_э = d_в.

При t = 83,2°С по таблице 1 множитель A₅=2656, следовательно:

(ккал/(м²·ч·град)), 7270

Расчетный коэффициент теплопередачи (с учетом дополнительного теплового  сопротивления d_з/l_з) определяем по формуле для плоской стенки, так как ее толщина меньше 2,5мм:

=1612 ккал/(м²·ч·град)

 Уточненное значение температуры стенки трубок:

(°С)

Поскольку уточненное значение t_ст мало отличается от принятого для предварительного расчета, то пересчета величины a_п не производим (в противном случае, если отличие в данных температурах более 3%, необходимо производить пересчет до достижения данной точности).

Расчетная поверхность нагрева:

(м²)

Ориентируясь  на полученную величину поверхности  нагрева и на заданный в условии  диаметр латунных трубок d = 14/16мм, выбираем пароводяной подогреватель горизонтального типа конструкции Я. С. Лаздана (Рисунок 1.1, Таблица 1.1) с поверхностью нагрева F =13,75 м², площадью проходного сечения по воде (при z = 2) f_т = 0,0132м², количеством и длиной трубок 172×1600 мм, числом рядов трубок по вертикали т = 12 . Основные размеры подогревателя приведены в Таблице 1.2.

Уточним скорость течения воды w в трубках подогревателя:

(м/с)

Поскольку активная длина трубок l =1600 мм, длина хода воды L = l·z = 1600·2 = 3200 (мм).

Определяем гидравлические потери в подогревателе. Коэффициент гидравлического  трения при различных режимах  течения жидкости и различной  шероховатости стенок трубок можно  подсчитать по формуле А. Д. Альтшуля:

,

где k₁ – приведенная линейная шероховатость, зависящая от высоты выступов, их формы и частоты.

Принимая k₁ = 0 (для чистых латунных трубок), формулу можно представить в более удобном для расчетов виде (для гидравлически гладких труб):

Уточняем критерий Рейнольдса:

Используя Таблицу 2, по известной величине Re находим l_т = 0,0199.

Потерю давления в подогревателе  определяем с учетом дополнительных потерь от шероховатости в результате загрязнений труб по таблице 3 и потерь от местных сопротивлений по Таблице 4.

 

 

Таблица 2. Значения l_T = f(Re) для гидравлически гладких труб

 

Re·10-3	lт	Re·10-3	lт	Re·10-3	lт	Re·10-3	lт
10	0,0303	80	0,0184	200	0,0153	340	0,0139
20	0,0253	90	0,0179	220	0,0150	360	0,0137
30	0,0230	100	0,0175	240	0,0147	380	0,0135
40	0,0215	120	0,0168	260	0,0146	400	0,01345
50	0,0205	140	0,0164	280	0,0144
60	0,0197	160	0,0160	300	0,0142
70	0,0190	180	0,0156	320	0,0140

Таблица 3. Значение коэффициента загрязнения труб х_ст

 

Материал труб и состояние их поверхности	хст
Медные и латунные чистые гладкие  трубы	1,0
Новые стальные чистые трубы	1,16
Старые (загрязненные) медные или латунные трубы	1,3
Старые (загрязненные) стальные трубы	1,51 – 1,56

 

Для условий проектируемого теплообменника по таблице 3 для загрязненных латунных труб х_ст = 1,3, а по таблице 4 коэффициенты местных сопротивлений имеют следующие значения:

 

Наименование детали	x
Вход в камеру	1,5·1 = 1,5
Вход в трубки	1,0·2 = 2,0
Выход из трубок	1,0·2 = 2,0
Поворот на 180°	2,5·1 = 2,5
Выход из камеры	1,5·1 = 1,5

Таблица 4. Коэффициенты местного сопротивления x арматуры и отдельных элементов теплообменного аппарата

 

Наименование детали	x
Вентиль проходной d = 50мм при полном открытии	4,6
То же d = 400мм	7,6
Вентиль Косва	1,0
Задвижка нормальная	0,5 – 1,0
Кран проходной	0,6 – 2,0
Угольник 90°	1,0 – 2,0
Колено гладкое 90°, R = d	0,3
То же, R = 4d	1,0
Входная или выходная камера (удар и  поворот)	1,5
Поворот на 180° из одной секции в  другую через промежуточную камеру	2,5
То же через колено в секционных подогревателях	2,0
Вход в межтрубное пространство под  углом 90 ° к рабочему потоку	1,5
Поворот на 180° в U-образной трубке	0,5
Переход из одной секции в другую (межтрубный поток)	2,5
Поворот на 180° через перегородку  в межтрубном пространстве	1,5
Огибание перегородок, поддерживающих трубы	0,5
Выход из межтрубного пространства под  углом 90°	1,0