9357
.pdfгде ∆гс – гидростатическое давление, Па; h – расстояние по вертикали между входом и выходом теплоносителя, м (берется со знаком плюс при движении теплоносителя сверху вниз и со знаком минус – при движении снизу вверх); 1
и 0 – средние плотности теплоносителя и окружающего воздуха, кг/м3.
Таблица 5.2
Значения коэффициентов местных сопротивлений в теплообменниках
Местное сопротивление |
Коэффициент |
Входная или выходная камера (удар и поворот) |
1,5 |
Поворот на 180° внутри камеры при переходе из одного пучка |
2,5 |
трубок в другой |
|
Поворот на 180° при переходе из одной секции в другую через |
2,0 |
колено |
|
Поворот на 180° через перегородку в межтрубном пространстве |
1,5 |
Поворот на 180° в U-образной трубке, огибание перегородок, |
0,5 |
поддерживающих трубки |
|
Вход в межтрубное пространство |
1,5 |
Вход в трубное пространство и выход из него |
1,0 |
Круглые змеевики |
0,5 |
Вентиль проходной d = 50 мм при полном открытии |
4,6 |
То же d = 400 мм |
7,6 |
Задвижка нормальная |
0,5÷1,0 |
Кран проходной |
0,6÷2,0 |
Угольник 90° |
1,0÷2,0 |
При движении теплоносителя по замкнутому контуру, без разрыва струи,
величина ∆гс = 0.
Из сказанного выше следует, что в общем случае полное падение
давления ∆, Па, при движении теплоносителей через аппарат равно: |
|
∆ ; = ∆то + ∆ ;у+ ∆гс |
(5.44) |
Обобщенную формулу (5.43) применяют для гидравлического расчета
различных теплообменных аппаратов поверхностного типа. При подборе механизма, создающего циркуляцию теплоносителя в теплообменных аппаратах (насоса, вентилятора и т. д.), необходимо также учитывать потери давления ∆тр в соединительных коммуникациях: трубопроводах, каналах.
Кроме того, при подъеме насосом жидкости с разрывом струи на высоту Н учитывается гидростатическое давление столба жидкости
51
|
|
∆гс = ж , |
|
|
|
|
(5.45) |
||||
где – ускорение свободного падения. |
|
|
|||||||||
|
Следовательно, необходимый располагаемый перепад давлений, |
||||||||||
создаваемый насосом, должен быть равен: |
|
|
|||||||||
|
|
∆р = ∆то + ∆гс + ∆тр |
|
(5.46) |
|||||||
соответствующее значение необходимого напора Н, |
м, создаваемого насосом, |
||||||||||
определяют из выражения |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
= |
∆о |
|
|
|
|
|
(5.47) |
||
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
ж |
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
Мощность N, кВт, на валу насоса или вентилятора определяют по |
||||||||||
формуле: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
= |
|
∆р |
|
|
|
|
(5.48) |
||
|
|
1000н |
|
|
|
||||||
где |
G – |
расход рабочей среды, |
|
кг/с; ∆р – |
гидравлическое сопротивление |
||||||
аппарата, |
Па; ρ – плотность рабочей среды, |
кг/м3; |
н – к. п. д. насоса или |
||||||||
вентилятора. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
Гидравлическое сопротивление ∆, Па, насадок в скруббере или |
||||||||||
ректификационной колонне определяется по формуле |
|
||||||||||
|
|
|
|
|
4 2 |
|
|
||||
|
|
∆ = |
|
|
|
|
|
|
(5.49) |
||
|
|
|
∙22 |
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
г |
|
ж |
|
|
|
где |
– коэффициент гидравлического трения; |
H – высота слоя насадки, м; г |
|||||||||
–гидравлический диаметр насадки, м; – плотность газа, кг/м3; – скорость набегающего потока газа, м/с; ж – площадь среднего живого сечения насадки
–величина, численно равная свободному объему насадки св, м2/м2.
Коэффициент трения сухих (неорошаемых) насадок для турбулентного режима при Re>40λ равен 4/Re0,2; для ламинарного режима при Re<40λ равен 35/Re.
Критерий Рейнольдса для насадок
= |
0 г |
= |
г |
(5.50) |
|
|
|||
|
|
|
||
|
св |
|
|
|
где = 0 − действительная скорость движения газа в насадке, м/с.
52
Оптимальная скорость теплоносителя в теплообменнике выбирается исходя из технико-экономических соображений. С повышением скорости теплоносителя растет коэффициент теплопередачи, уменьшаются размеры и соответственно стоимость теплообменника. В то же время увеличивается расход электроэнергии на перекачку теплоносителя.
Пример 1
Определить величину поверхности теплообмена, число секций и мощ-
ность, необходимую для перемещения каждого теплоносителя водоводяного теплообменника типа «труба в трубе». Греющая вода движется по внутренней
стальной трубе (коэффициент теплопроводности ее |
ст |
= 50 Вт/(м°С)) |
|
|
|||
диметром |
d2/d1 = 38/34 мм и имеет температуру на входе ′ = 105оС, а на |
||
|
|
|
1 |
выходе ″ |
= 60 оС. Нагреваемая вода движется противотоком по кольцевому |
||
1 |
|
|
|
каналу между трубами и нагревается от ′ = 20 оС до |
″ = 50 °С. Количество |
||
|
2 |
2 |
|
передаваемой теплоты Q = 105 кВт. Диаметр внешней трубы D2/D1 = 57/51 мм.
Диаметр одной секции принять l = 2,0 м. Потери теплоты через внешнюю поверхность теплообменника не учитывать.
Тепловой расчет Находим среднеарифметические значения температур первичного и
вторичного теплоносителей и значение физических свойств воды при этих температурах.
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
t1 |
t1 |
t1 |
|
105 60 |
= 82,5 °С; |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
2 |
2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
= 970,25 кг/м3; |
|
|
|
= 0,357·10–6 |
м2/с; |
|||||||
При t |
|
|
= 82,5 °С из [9] находим: |
ж1 |
ж1 |
|||||||||||||||||||||
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
ж1 |
|
= 0,67 Вт/м °С; |
Prж1 = 1,96; |
ср1 = 4,20 кДж/(кг °С); |
|
|
|
|||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
t2 |
t2 t2 |
|
20 50 |
|
= 35 °С; |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
2 |
2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
= 35 °С из [9] находим: ж2 |
= 993,95 кг/м3; ж2 |
= 0,732·10–6 м2/с; |
||||||||||||||||||
При |
|
|
t2 |
|||||||||||||||||||||||
ж2 |
= 0,6265 Вт/м °С; Prж2 = 4,865; |
ср2 = 4,174 кДж/(кг °С); |
|
|||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
53 |
|
|
|
|
|
|
|
|
Определяем расходы первичного вторичного теплоносителей:
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Q G1 ср1 (t1 t1 ) G2 ср2 (t2 |
t2 ) ; |
||||||||||
G1 |
|
|
Q |
|
|
|
105 |
|
0,55 |
||
|
|
|
|
|
|
||||||
ср1 |
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
(t1 |
t1 ) |
|
|
|
4,20 (105 60) |
|||
G2 |
|
|
|
Q |
|
|
|
|
105 |
0,838 |
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
4,174 (50 20) |
||||||
|
|
|
ср2 (t2 |
t2 ) |
|
|
|
|
|
||
кг/с;
кг/с.
Скорость движения первичного теплоносителя
|
4 G1 |
|
|
4 0,55 |
|
|
||
v1 |
|
|
|
|
|
|
0,624 м/с. |
|
1 d12 |
970,25 3,14 3,4 10 2 2 |
|||||||
Скорость движения вторичного теплоносителя |
||||||||
v2 |
4 G1 |
|
|
4 0,838 |
|
0,742 м/с. |
||
2 D12 d22 |
993,95 3,14 5,12 |
3,82 2 |
||||||
Определяем число Рейнольдса для первичного теплоносителя
Re |
|
|
0,624 3,4 10 2 |
5,94 104 |
||
ж1 |
0,357 |
10 6 |
||||
|
|
|
||||
|
|
|
|
|||
Режим течения турбулентный,
ведем по формуле (4.21):
|
0,8 |
0,43 |
|
Prж1 |
0,25 |
|
|
|
|||
Nu1 0,021Re |
ж1 |
Prж1 |
|
|
|
|
|||||
|
|
|
Prст1 |
|
|
Температура стенки неизвестна,
.
следовательно, расчет числа Нуссельта
поэтому задаемся ее значением:
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
tст1 |
|
t1 t2 |
|
82,5 35 |
58,75 |
°С; при |
tст1 58,75 °С, Pr = 3,05. |
|||||
|
2 |
|
||||||||||
|
2 |
|
|
|
|
|
|
|
||||
Определяем число Нуссельта |
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1,96 0,25 |
|
||
Nu |
1 |
0,021 (5,94 104 )0,8 |
1,960,43 |
|
|
165,53 |
||||||
|
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
3,05 |
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
. |
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Находим коэффициент теплоотдачи от первичного теплоносителя к |
||||||||||||
стенке трубы |
|
|
|
|
|
|
||||||
1 Nu1 ж1 165,53 |
0,67 |
|
3261,95 Вт/м2·°С. |
|||||||||
3,4 10 2 |
||||||||||||
|
|
|
|
d |
|
|
|
|
||||
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
||
Определяем число Рейнольдса для вторичного теплоносителя |
||||||||||||
Re |
|
|
|
v2 dэ |
|
|
|
|
|
|
|
|
ж1 |
ж2 |
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
54 |
|
|
|
|
где dэ – эквивалентный диаметр. Для кольцевого канала
dэ D1 d2 51 38 13мм;
Reж1 |
0,742 1,3 10 2 |
1,32 104 . |
|
0,732 10 6 |
|||
|
|
Режим течения турбулентный, поэтому расчет числа Нуссельта ведем по формуле для теплоотдачи при турбулентном течении в каналах кольцевого сечения:
|
0,8 |
0,4 |
|
Pr |
0,25 |
|
|
D |
0,18 |
|
|
|
|
|
|
|
|
ж2 |
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
||||
Nu 2 |
0,017Reж 2 |
Prж2 |
|
|
|
|
|
|
. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
Prст2 |
|
d2 |
|
tст2 tст1 |
и Prст2 Prст1 = 3,05 |
|||||||
Принимаем в первом приближении |
|||||||||||||||
получим: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
4 |
0,8 |
|
0,4 |
|
4,865 0,25 |
|
51 |
0,18 |
|
||||
Nu2 |
0,017 1,32 10 |
4,865 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
75,01. |
|||
|
|
|
|
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
3,05 |
|
38 |
|
|
|||
Коэффициент теплоотдачи от стенки трубы ко вторичному теплоносителю равен
2 |
Nu 2 |
|
ж2 |
75,01 |
0,6265 |
3618 Вт/м2·°С. |
||
d |
э |
1,3 10 2 |
||||||
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
||
Поскольку отношение диаметров d2 / d1 < 2, определяем теплопередачи по уравнению для плоской стенки:
K |
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
1 |
|
|
|
1602,7 Вт/м2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
1 |
|
|
|
1 |
|
1 |
|
2 10 3 |
1 |
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
1 |
|
2 |
3261,95 |
50 |
3618,2 |
|
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||
где |
|
|
d2 |
d1 |
2 10 3 . |
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
коэффициент
·°С,
Находим средний температурный напор. Для этого определим величины условных эквивалентов W1 и W2:
t t |
|
W |
, |
105 60 |
|
45 |
, W |
>W . |
||
1 |
1 |
2 |
|
|
|
|||||
t t |
W |
|
50 20 |
30 |
||||||
|
|
|
|
2 |
1 |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
2 |
2 |
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
Среднелогарифмический температурный напор:
t |
|
|
tб |
tм |
|
|
|
|
|
|
|||
|
ср |
|
|
tб |
t |
|
|
|
|
|
|
||
ln tм
|
(t t ) (t t ) |
||||
1 |
2 |
|
1 |
2 |
|
|
|
|
t t |
|
|
|
|
ln |
1 |
2 |
|
|
|
t t |
|
||
|
|
|
|
||
|
|
1 |
2 |
|
|
(105 50) (60 20) 47 °С. ln 105 50
60 20
55
Рис. 5.5
Определяем плотность теплового потока:
q K tср 1602,7 47 7,55104 Вт/м2;
|
|
Q 103 |
|
|
105 103 |
2 |
|||
F |
|
|
|
|
|
|
|
1,39 м . |
|
|
q |
|
7,55 104 |
||||||
Число секций: |
|
||||||||
n |
|
F |
|
|
|
1,39 |
6,5 7 . |
||
|
|
|
|
|
|||||
d |
l |
|
|
3,14 3,4 10 2 2 |
|||||
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
где d1 – диаметр поверхности с минимальным коэффициентом теплоотдачи.
Полученное число п округляем до большего целого числа. Уточняем температуры поверхностей стенок трубы:
|
|
|
|
|
|
|
|
|
q |
|
|
|
|
|
|
|
|
7,55 104 |
|
|
|||||
tст1 |
t1 |
|
|
|
82,5 |
|
|
|
|
59,3 |
°С; |
||||||||||||||
1 |
|
3261,95 |
|
||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
tст2 |
t2 |
|
q |
|
35 |
7,55 104 |
55,8 |
°С. |
|||||||||||||||||
2 |
|
|
|
||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
3618,2 |
|
|
|
|
|||
При этих температурах числа Прандтля |
|||||||||||||||||||||||||
Prст1 = 3,02 |
|
и Prст2 = 3,34. |
|
|
|||||||||||||||||||||
Поправки на изменение физических свойств жидкости по сечению потока |
|||||||||||||||||||||||||
равны: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
0,25 |
|
|
|
1,96 |
0,25 |
|
|
|
|
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
Prж1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0,898 |
|
|
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
(в расчёте принято 0,895); |
|||||||
Prст1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
3,02 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
0,25 |
|
|
|
4,865 |
|
0,25 |
|
|
|
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||
Prж2 |
|
|
|
|
1,1 |
|
|
||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
(в расчёте принято 1,1). |
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||
Prст2 |
|
|
|
|
|
|
|
3,34 |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
56 |
Полученные значения менее чем на 10% отличаются от принятых в расчете. Перерасчет не требуется.
Если полученные значения отличаются более чем на 10% от принятых,
требуется повторить перерасчет Nиж1 и Nиж2.
Определяем диаметр патрубков для вторичного теплоносителя:
dв 1,125 |
|
G2 |
1,125 |
0,836 |
|
0,0319 |
м. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
2 v2 |
|
993,95 |
0,742 |
|
|
|
||
Полученное значение диаметра патрубка округляем до ближайшего |
||||||||||
стандартного по ГОСТ для труб. |
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
Гидродинамический расчет |
|
|
|
||||
Определяем |
гидравлические |
|
сопротивления |
для |
первичного |
|||||
теплоносителя: Полная длина трубки одного хода первичного теплоносителя
ln |
l 2 тр |
2 2 0,04 2,08м. |
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||
где тр |
= 0,04 м – предварительная толщина, трубной доски (уточняется при |
|||||||||||||||||||||
расчете на прочность). |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
Сопротивление трения [4]: |
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||
Pт1 |
1 |
l |
n |
|
|
|
ж1 |
v2 |
n . |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
|
|
|
|
2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
d |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Коэффициент сопротивления трения: |
|
|
||||||||||||||||||||
|
|
0,3164 |
|
|
|
|
|
0,33 |
0,3164 |
|
3,05 |
|
0,33 |
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||
1 |
|
Prст1 |
|
|
|
0,023. |
||||||||||||||||
0,25 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
(5,94 |
4 |
0,25 |
|
|
|
|
||||||
|
|
Reж1 |
|
|
|
|
Prж1 |
|
|
10 ) |
|
1,96 |
|
|
||||||||
Потери давления на трение при движении воды по трубкам всех секций:
Pт1 |
1 |
|
ln |
|
ж1 v12 |
n 0,023 |
2,08 |
|
970,25 0,6242 |
7 1901 |
Па. |
||||
d |
|
2 |
|
3,4 10 2 |
2 |
||||||||||
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Потери давления в местных сопротивлениях: |
|
|
|||||||||||||
Pм1 м1 |
|
ж1 |
v2 |
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
1 |
. |
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
2 |
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Величина коэффициента местного сопротивления м1 зависит от вида местного сопротивления (табл. 5.2):
– входная камера (удар и поворот) м1 = 1 · 1,5 = 1,5;
57
– поворот на угол 180° в U – образных трубках м1 |
= 6 · 0,5 = 3,0; |
||||||||||||
– выход из трубного пространства |
м1 = 1 · 1,0 = 1,0. |
|
|||||||||||
Суммарный коэффициент местного сопротивления: |
|
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
1,5 3,0 1,0 5,5 |
|
|
|
|||||
м1 м1 |
м1 м1 |
. |
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Потери давления в местных сопротивлениях: |
|
|
|||||||||||
Pм1 м1 |
ж1 v12 |
5,5 |
970,25 0,6242 |
1039 Па. |
|
|
|||||||
2 |
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
2 |
|
|
|
|
|
||
Общее сопротивление первичного теплоносителя: |
|
|
|||||||||||
P P |
P |
1901 1039 2940 Па. |
|
|
|||||||||
1 |
|
т1 |
м1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Мощность, необходимая для перемещения первичного теплоносителя: |
|||||||||||||
|
P G |
|
|
2940 0,55 |
|
|
|
|
|||||
N1 |
|
1 |
1 |
|
|
|
|
0,0033 кВт. |
|
|
|||
ж1 |
|
3 |
|
|
3 |
|
|
||||||
|
10 |
|
970,25 0,5 10 |
|
|
|
|
||||||
где – коэффициент полезного действия насоса; = 0,5…0,6. |
|
||||||||||||
Определяем |
гидравлическое |
сопротивление |
для |
вторичного |
|||||||||
теплоносителя.
Сопротивление трения:
P |
|
|
|
l |
n |
|
|
|
ж 2 |
v2 |
|
n |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
2 |
. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
т2 |
|
|
dэ |
|
|
|
2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
Коэффициент сопротивления трения: |
|
|
||||||||||||||||||||||||
|
0,3164 |
|
|
|
|
|
|
0,33 |
|
|
|
0,3164 |
|
3,05 |
|
0,33 |
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||
2 |
Prст2 |
|
|
|
|
0,025. |
||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
0,25 |
|
|
|
|
|
|
|
(1,32 |
10 |
4 |
) |
0,25 |
|
|||||||||||||
|
Reж2 |
|
|
|
Prж2 |
|
|
|
|
|
4,865 |
|
|
|||||||||||||
Потери давления на трение при движении воды по трубкам всех секций:
Pт2 |
2 |
ln |
|
ж2 |
v22 |
n 0,024 |
2 |
|
993,95 0,7422 |
7 7367Па. |
||||
d |
э |
|
2 |
|
1,3 10 2 |
2 |
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Потери давления в местных сопротивлениях: |
|
|||||||||||||
Pм2 м2 |
|
ж2 |
v2 |
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
2 |
. |
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
2 |
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Величина коэффициента местного сопротивления м2 зависит от вида местного сопротивления (табл. 5.2):
– входная камера (удар и поворот) = 1 · 1,5 = 1,5;
м2
58
– переход из одной секции в другую |
|
= 6 · 2,5 = 15,0; |
|
м2 |
|||
– выход из межтрубного пространства |
|
|
= 1 · 1,0 = 1,0. |
м2 |
|||
Рис. 5.6. Теплообменник типа "Труба в трубе" (к примеру 1)
59
Суммарный коэффициент местного сопротивления:
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
м1 м1 м1 м1 1,5 15,0 1,0 17,5 . |
|
||||||||||||
Потери давления в местных сопротивлениях: |
|
||||||||||||
Pм2 |
м2 |
|
ж2 |
v22 |
|
17,5 |
993,95 0,7422 |
4789 |
Па. |
||||
2 |
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
2 |
|
|
|
|||||
Общее сопротивление вторичного теплоносителя: |
|||||||||||||
P2 Pт2 |
|
Pм2 |
7367 4789 12156 Па. |
|
|||||||||
Мощность, необходимая для перемещения первичного теплоносителя: |
|||||||||||||
|
|
P2 G2 |
|
|
|
|
12156 0,838 |
|
|||||
N2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0,021кВт. |
|
||
|
|
|
|
3 |
|
|
3 |
|
|||||
|
|
ж2 10 |
|
993,95 0,5 10 |
|
||||||||
Пример 2
Определить величину поверхности теплообмена, высоту труб в одном
ходе и количество труб, расположенных поперек и вдоль потока воздуха трубчатого двухходового воздухоподогревателя парогенератора. Воздух,
поступая в воздухоподогреватель, нагревается от t2 |
= 20 |
°С |
до t2 = 240 °С. |
||||
Дымовые газы (13% СО2; 11% Н2О; 76% N2) движутся внутри стальных труб |
|||||||
( = 50 Вт/(м°С)) диаметром |
d /d |
1 |
= 45/41 мм. Температура газов на входе в |
||||
ст |
|
2 |
|
|
|
|
|
|
= |
350°С, и на выходе |
|
= |
170 °С. Трубы |
||
воздухоподогреватель t1 |
t1 |
||||||
расположены в шахматном порядке с шагом S1 = S2 = 1,3d2. Средние скорости |
|||||||
движения воздуха v2 = 2,0 м/с и дымовых газов |
v1 = |
20 |
м/с. Количество |
||||
передаваемой теплоты Q = 200 кВт. |
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
Тепловой расчет |
|
Определяем среднеарифметическую температуру дымовых газов: |
||||||||
|
|
|
350 170 |
260 |
|
|||
t1 |
°С; |
|||||||
2 |
||||||||
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|||||
При |
t1 = 260 °С из [9] находим физические свойства дымовых газов: |
|||||||
1 = 0,696 кг/м3; ср1 |
= 1,1 кДж/(кг °С); ж1 = 4,5 · 10–2 Вт/м°С; |
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
60 |
|