Практическая работа №1

Теплообменники

Необходимо произвести тепловой и конструктивный расчет отопительного пароводяного подогревателя горизонтального типа и секционного водоводяного подогревателя производительностью Q = 1,2∙10⁶ ккал/ч. Температура нагреваемой воды при входе в подогреватель t₂ ’ = 65°С и при выходе t₂ ’’ = 95°С. Температура сетевой воды при входе в водоводяной подогреватель t₁ ’ = 140°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.

Таблица 1

Исходные данные

Для расчета отопительного пароводяного подогревателя приняты следующие дополнительные данные:

– давление сухого насыщенного водяного пара р = 4 ат (t_н = 143,62°С), см. Таблицу вода-водяной пар на линии насыщения;

– температура конденсата, выходящего из подогревателя, t_к = t_н ;

– число ходов воды z = 2;

– поверхность нагрева выполнена из латунных труб (l = 90ккал/м·ч·град) диаметром в = 14/16мм.

Загрязнение поверхности учесть дополнительным тепловым сопротивлением d_з /l_з = 0,00015м² ·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.

Для расчетов необходимо:

1. Рабинович О. М. Сборник задач по технической термодинамике. – М.: Машиностроение, 1973. – 344 с. (Таблица Насыщенный водяной пар (по давлениям))

2. Таблица зависимости кинематической вязкости воды от температуры

Пример расчета пароводяного подогревателя

Исходные данные: температура нагреваемой воды при входе в подогреватель t₂ ’ = 65°С, мощность Q = 1,2 ·10⁶ ккал/ч.

Расчет: Определим расход воды:

(кг/ч)

или V = 40 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 = 25мм, угол между осями трубной системы a = 60° и коэффициент использования трубной решетки Y = 0,7, определим диаметр корпуса:

(м) = 378 (м)

Определим также диаметр корпуса по Таблице 1.7 Приложения 1 и Рисунку 1 при ромбическом размещении трубок.

Для числа трубок n = 144 находим в Таблице 1.7 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).

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 2:

(1/(м·град))

(°С)

Таблица 2

Значения температурных множителей в формулах для определения коэффициентов теплоотдачи

При t_н = 143,62°С имеем A₁ =98,71 (1/(м·град), тогда L = 12·0,016·30,62·98,71 = 580,32 , 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 = 143,62°С по Таблице 2 находим множитель A₂ = 8248,96, тогда:

(ккал/(м² ·ч·град))

Определяем коэффициент теплоотдачи от стенки к воде.

Режим течения воды в трубках турбулентный, так как:

,

где n – коэффициент кинематической вязкости воды (по справочнику); n = 0,373·10^-6 м² /c при средней температуре воды t = 81,42°С.

Коэффициент теплоотдачи при турбулентном движении воды внутри трубок:

,

где d_э = d_в .

При t = 81,42°С по Таблице 2 множитель A₅ =2633,6, следовательно:

(ккал/(м² ·ч·град))

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:

(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 в = 14/16мм, выбираем пароводяной подогреватель горизонтального типа конструкции Я.С. Лаздана (Рисунок 1.1, Таблица 1.1) с поверхностью нагрева F = 10,4м² , площадью проходного сечения по воде (при z = 2) f_т = 0,0132м² , количеством и длиной трубок 172×1200мм, 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 =1200мм, длина хода воды

L = l·z = 1200·2 = 2400 (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:

Таблица 3

Значения l_T = f(Re) для гидравлически гладких труб

Используя Таблицу 3, по известной величине Re находим l_т = 0,023.

Таблица 4

Значение коэффициента загрязнения труб х_ст

Потерю давления в подогревателе определяем с учетом дополнительных потерь от шероховатости в результате загрязнений труб по Таблице 4 и потерь от местных сопротивлений по Таблице 5.

Таблица 5

Коэффициенты местного сопротивления x арматуры и отдельных элементов теплообменного аппарата

Для условий проектируемого теплообменника по Таблице 4 для загрязненных латунных труб х_ст = 1,3, а по Таблице 5 коэффициенты местных сопротивлений имеют следующие значения:

Потеря давления в подогревателе (при условии w = const):

(мм вод. ст.)

Гидравлическое сопротивление пароводяных подогревателей по межтрубному пространству, как правило, не определяется, так как его величина вследствие небольших скоростей пара (до 10м/с) очень мала.

Пример расчета секционного водоводяного подогревателя

Исходные данные: давление сухого насыщенного водяного пара р = 4ат (t_н = 143,62°С), мощность Q = 1,2 ·10⁶ ккал/ч.

Расчет: Определим расходы сетевой воды и воды, нагреваемой в межтрубном пространстве:

(кг/ч)

или V_т = 20,0 м³ /ч;

(кг/ч)

или V_мт = 40,0 м³ /ч.

Площадь проходного сечения трубок (при заданной в условии расчета скорости течения воды в трубках w=1 м/с):

(м² )

Выбираем подогреватель МВН 2050-32 (Рисунок 1.2, Таблица 1.4). Согласно Таблице 1.3 он имеет: наружный диаметр корпуса 219мм и внутренний – 209мм, число стальных трубок (размером 16×1,4мм) n = 69шт., площадь проходного сечения трубок f_т = 0,00935м² , площадь проходного сечения межтрубного пространства f_мт = 0,0198 м² .

Скорость воды в трубках и в межтрубном пространстве:

(м/с)

(м/с)

Таким образом, в результате расчета совершенно случайно получены одинаковые скорости воды (W_т =W_мт ).

Эквивалентный диаметр для межтрубного пространства:

(м)

Средняя температура воды в трубках:

(°С)

При этой температуре температурный множитель, необходимый для дальнейших расчетов (по Таблице 2), A_5т »2960.

Средняя температура воды между трубками:

(°С)

При этой температуре температурный множитель (по Таблице 2) A_5мт »2616.

Режим течения воды в трубках (при t₁ = 110°С ν_т = 0,271·10^-6 м² /с) и межтрубном пространстве (при t = 80,0°С ν_мт = 0,38·10^-6 м² /с) турбулентный, так как:

Коэффициенты теплоотдачи (для турбулентного режима течения воды):

Коэффициент теплоотдачи три турбулентном движении воды внутри трубок:

(ккал/(м² ·ч·град))

где d_э = d_в .

(ккал/(м² ·ч·град))

Расчетный коэффициент теплопередачи (коэффициент теплопроводности стали l = 39ккал/(м·ч·град) определяем по формуле для плоской стенки, так как ее толщина меньше 2,5мм:

(ккал/(м² ·ч·град))

Температурный напор:

(°С)

Поверхность нагрева подогревателя:

(м² )

Длина хода по трубкам при среднем диаметре трубок

d = 0,5·(0,016+0,0132) = 0,0146 (м):

(м)

Число секций (при длине одной секции l_т = 4 м):

секции; принимаем 3 секции.

Уточненная поверхность нагрева подогревателя согласно технической характеристике выбранного аппарата составит:

(м² )

Действительная длина хода воды в трубках и межтрубном пространстве L_т = 4·3 = 12 (м), L_мт = 3,5·3 = 10,5 (м) (при подсчете L_мт расстояние между патрубками входа и выхода сетевой воды, равное 3,5м, выбрано из конструктивных соображений).

Определяем гидравлические потери в подогревателе. Коэффициенты гидравлического трения для трубок и межтрубного пространства определяем по формуле Альтшуля при k = 0,3·10^-3 мм (для бесшовных стальных труб изготовления высшего качества):

Коэффициенты местных сопротивлений для потока воды в трубках, принимаем по Таблице 5.

Суммарный коэффициент местных сопротивлений для потока воды в межтрубном пространстве определяется из выражения:

Отношение сечений входного или выходного патрубка: f_мт /f_патр = 1.

Потери давления в подогревателе с учетом дополнительных потерь х_ст от шероховатости (для загрязненных стальных труб по Таблице 4 принимаем х_ст = 1,51):

(мм вод. ст.)

Потери в межтрубном пространстве подсчитываются по аналогичной формуле, но лишь в том случае, когда сумма значений коэффициентов местных сопротивлений Sx_мт определена по указанной выше формуле, в противном случае расчет потерь Dp_мт значительно усложняется.

(мм вод. ст.)

Сведем полученные результаты в Таблицу 6 и сравним их между собой.

Таблица 6

Расчетные данные кожухотрубчатого и секционного водоводяного теплообменников

Сравнение показывает, что для данных условий кожухотрубчатый теплообменник имеет те преимущества, что он более компактен и гидравлическое сопротивление его меньше.

Приложение 1

а)

б)

Рисунок 1.1 Горизонтальные пароводяные подогреватели конструкции Я.С. Лаздана: а – двухходовые; б – четырехходовые.

Таблица 1.1

Расчетные характеристики горизонтальных пароводяных подогревателей конструкции Я.С. Лаздана (Рисунок 1)

Рисунок 1.2 – Водоводяной подогреватель МВН-2050-62.

Рисунок 1.3 – Одноходовой теплообменный аппарат типа ТН с диаметром корпуса 159 или 273мм, имеющий две камерные сварные крышки с плоскими донышками

Таблица 1.2

Основные размеры горизонтальных пароводяных подогревателей конструкции Я. С. Лаздана (Рисунок 1.1)

Таблица 1.3

Основные размеры водоводяных подогревателей МВН 2050-62 (Рисунок 1.2)

Примечание: Вес приведен для разъемных односекционных подогревателей.

Рисунок 1.4 – Двухходовые теплообменные аппараты типа ТН и ТЛ:

а – типа ТН с двумя эллиптическими крышками;

б – типа ТЛ с одной сварной и одной эллиптической крышками;

в – горизонтальный типа ТН с одной камерной сварной и одной эллиптической крышками.

Таблица 1.4

Расчетные характеристики водоводяных подогревателей МВН 2050-62 (Рисунок 1.2)

Примечания:

1. Все данные приведены для одной секции.

2. Наибольшие расходы воды определены при ее объемном весе 1000 кг/м³ . Приведенные в числителе расходы воды соответствуют ее скорости 2,5м/с, наибольшей при установке в местных системах.

Рисунок 1.5 – Теплообменные аппараты типа ТН:

а – четырехходовой;

б – шестиходовой.

Рисунок 1.6 – Двухходовой теплообменный аппарат типа ТП

Рисунок 1.7 – Маслоохладитель завода Пергале типа МП-37

Таблица 1.5

Технические характеристики вертикальных пароводяных подогревателей

* Трубки латунные 19/17,5 мм.

** Н – расстояние между соседними перегородками каркаса подогревателя.

*** Наибольшие расходы воды определены при ее скорости w = 2,5 м/с.

Таблица 1.6

Условные давления, весовые данные и технические характеристики одноходовых теплообменных аппаратов типа ТН (Рисунок 1.3)

Таблица 1.7

Относительные значения диаметра трубной решетки в зависимости от числа трубок при ромбическом и концентрическом размещениях

Здесь n’₁ – общее количество трубок, размещаемых на трубной доске по вершинам равносторонних треугольников ("ромбическое" размещение); n’₂ – общее количество трубок, размещаемых на трубной доске по концентрическим окружностям (Рисунок 1).