Добавил:

ivanov666 Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Нижегородский Государственный Архитектурно-Строительный Университет

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

9357

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

25.11.2023

Размер:

2.58 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 1 2 3 4 5 67 / 107 8 9 10 > Следующая >>>

ж1 = 37 · 10–6 м2/с; Prж1 = 0,66.
Число Рейнольдса для потока газов составит:
Re					20 0,041				2,22 104
Re	ж1								2,22 104
	ж1				37 10 6									.
					37 10 6

Число Нуссельта и коэффициент теплоотдачи от газов к стенкам труб
определяем по формуле (4.12):
Nu			0,021Re0,8 Pr0,43									0,021 (22 104 )0,8 0,660,43								52,62	.
		1						ж1			ж1										.
		1						ж1			ж1
Определяем среднеарифметическую температуру воздуха

t2	= (20 + 240)/2 = 130 °С.

При				t2	= 130 °С из [9] находим физические свойства воздуха
2		= 0,876 кг/м3;								ср2 = 1,011 кДж/(кг °С); ж2 = 3,41 10–2 Вт/м°С;
ж2		= 26,62 · 10–6 м2/с; Prж1 = 0,685
Число Рейнольдса для потока воздуха равно:
Re					2 0,045					0,338 104
	ж2
					26,62 10 6

														.
														.
Число Нуссельта и коэффициент теплоотдачи от стенок труб к воздуху
при поперечном омывании труб:
Nu				0,41 Re0,6
		2						2		1 .
При шахматном расположении труб и																		S1 /S2 < 2		1 = (S1 /S2)1/6 и так как
S1 = S2, то					1 = 1.
Nu 2				0,41 (0,33 404 )0,6 1 = 47,415.
2	Nu 2					ж2		47,415				0,0341			35,93		Вт/м2·°С.
2	Nu 2					ж2		47,415							35,93		Вт/м2·°С.
						d	2					45 10 2
							2
Определим коэффициент теплопередачи:
K						1								1					22,13	Вт/м2·°С.

			1					1		1			2 10 3				1

			1					2			57,75			50		35,93
			1					2			57,75			50		35,93

Находим среднелогарифмический температурный напор:

t		tб	tм
t
	ср		tб	t
	ср			t

ln tм

(t t ) (t				t )	(170 20) (350 240)		128,97	°С.
1	2		1	2			128,97	°С.
1	2		1	2
		t t				170 20
	ln	1	2		ln
	ln	t t			ln	350 240
		t t				350 240
	1		2

Для рассматриваемой схемы движения теплоносителей из графика [4]

находим поправку к температурному напору:

									t					t							240 20									t	t				350 170
При						P					2						2										0,677 ; R			1	1									0,817		,
При						P			t					t										20			0,677 ; R			t					240 20					0,817		,
									t					t							350			20						t	t				240 20
											1			1																2	2
Величина																		= 0,91, поэтому t tл = 128,97 · 0,91 = 117 °С.
Поверхность теплообмена воздухоподогревателя
			Q 103																2 105									2
F																									77			м .
F					K t											22,13 117									77			м .
Находим общее число труб по формуле:																																			n				4G1			, где
																																			n			d 2			v
																																						d 2			v
																																					1			1	1
								Q														2 102					1,01 кг/с,									Q					2 102
G1																														G2													0,9	кг/с,
							(t														1,1 180
					c																												c			(t t			)
					c								t )																				c	р2		(t t			)	1,01		220
						р1		1						1																				р2			2		2
n													4 1,01													55

		0,696 3,14 0,0412																						20				.
																												.
Находим длину трубы в одном ходе:
L1							F																	77					5,43	м.

				2 d1										n
				2 d1										n						2 3,14 0,041 55
Полная длина трубы l = 2 · l 1 = 2 5,43 = 10,86 м.
Живое сечение для прохода воздуха
						G2												0,9										2
f																								0,513м .
f			2 v2												0,876 2									0,513м .
Число труб, расположенных поперек потока, равно:
n1										f																	0,513					7
n1					l1 (S1							d2 )											5,43 (1,3									7
					l1 (S1							d2 )											5,43 (1,3					0,045 0,045)								.
																																				.
Тогда число труб, расположенных вдоль потока, составит:
n						n				55					7,86
n	2														7,86
	2					n1					7										.
						n1					7

Принимаем число труб n2 = 8.

Гидродинамический расчет

Определяем гидравлические сопротивления первичного теплоносителя

(для трубного пространства):

Сопротивление трения по формуле (5.1):

Pт1	1	l	ж1	v2
			ж1	1	, Па.
		d	2		, Па.
		1

Коэффициент сопротивления трения:

	0,3164			0,3164				0,0259.
								0,0259.
1	Re0,25ж1	(2,22 104 )0,25
Сопротивление трения:
			10,86			0,696 202
Pт1	0,0259								950	Па.
Pт1	0,0259		0,041				2		950	Па.
			0,041				2
Определим потери давления в местных сопротивлениях:
Pм1 м1		ж1		v2
		ж1		1	, Па.
					, Па.

Величина коэффициента местного сопротивления м1 зависит от вида местного сопротивления:

– входная и выходная камеры (удар и поворот) м1 = 2 · 1,5 = 3.

Потери давления в местных сопротивлениях:

Pм1 3	0,696 202	= 417,6 Па.
	2

Общее сопротивление первичного теплоносителя:

P P		P					950 417,6 1367,6 Па.
1	т1				м1
Мощность, необходимая для перемещения первичного теплоносителя:
N	P G						1367,6 1,01	3,96
	1		1						кВт.
	ж1 103								кВт.
1	ж1 103						0,696 0,5 103
Определяем гидравлическое сопротивление вторичного теплоносителя
(для межтрубного пространства):
Сопротивление трения:
Pт2 2			ж 2	v2
			ж 2		2	, Па.
						, Па.

Коэффициент сопротивления трения 2 при поперечном обтекании пучка труб находят по формуле (5.4):

2 (4 6,6 m) Re20,28 (4 6,6 8 2) 3380 0,28 11,26 ,

где т = 2 · n2 – число труб по направлению движения теплоносителя.

Потери давления на трение при движении воздуха:

Pт2 11,26 0,876 22 2 39,68 Па. 2

Определяем потери давления в местных сопротивлениях:

Pм2 м2	ж2	v2
		2	, Па.
	2

Рис. 5.7. Воздухоподогреватель (к примеру 2)
Величина коэффициента местного сопротивления	м2 зависит от вида
местного сопротивления (прил. 2):
	= 2 · 1,5 = 3.
– входная и выходная камеры (удар и поворот) м2
– поворот на угол 180° из одной секции в другую через промежуточную

камеру
камеру	м2 = 2,5.
Суммарный коэффициент местного сопротивления:
м2				2,5 5,5
м2	м2	м2 3		2,5 5,5	.
					.
Потери давления в местных сопротивлениях:
Pм2 5,5			0,876 22	9,64 Па.
Pм2 5,5			2	9,64 Па.
			2
Общее сопротивление вторичного теплоносителя
P2	Pт2	Pм2 39,68 9,64 49,32 Па.
					64

Мощность, необходимая для перемещения вторичного теплоносителя:

N		P2	G2	49,32 0,9	0,098	кВт.
	2	ж2 103		0,876 0,5 103

Пример 3

Определить величину поверхности теплообменника и основные размеры вертикального четырехходового трубчатого теплообменника, предназначенного для нагрева воды от t2 = 30 °С до t2 = 90 °С. Вода движется внутри латунных трубок ( лат = 102 50 Вт/(м°С)) диаметром d2/d1 = 16/14 мм, = 1 мм, со скоростью v2 = 1 м/с. Греющим теплоносителем является сухой насыщенный водяной пар с давлением Р = 0,143 МПа и скоростью v1 = 10 м/с, который конденсируется на внешней поверхности трубок. Количество передаваемой теплоты Q = 2200 кВт. Потери теплоты в окружающую среду не учитывать.

Тепловой расчет

Определяем параметры греющего пара для давления Р = 0,143 МПа [9],

= 2691,4 кДж/кг,

= 461,4 кДж/кг, ts = 110 °С.

Определяем расход первичного теплоносителя:

2200

0,99

кг/с.

i i

2691,4 461,4

Определяем расход вторичного теплоносителя:

2200

8,8 кг/с.

4,187

(90 30)

ср2 (t2

t2 )

где

ср2

4,187

кДж/(кг°С)

– теплоемкость воды при средней температуре

t2 = 60°С.

Для расчета коэффициента теплоотдачи к внешней поверхности трубки при конденсации пара надо знать температуру внешней поверхности стенки и высоту трубки. Эти значения неизвестны, поэтому расчет проводим методом последовательных приближений. Определяем среднелогарифмический температурный напор.

tср

90 30

43,5 °С.

110 30

110 90

Задаемся температурой стенки в первом приближении

tст ts tл 110

43,5

88 °С.

Задаёмся высотой трубок H = 2 м.

Приведённая высота поверхности (длина трубки):

Z tл H A.

При

ts = 110 °С находим A = 60,7 Вт/м°С, B = 6,95· 10–3 м/Вт.

tл

H A

43,5

2 60,7 2680

>2300.

Режим течения пленки конденсата турбулентный.

При пленочной конденсации сухого насыщенного пара и смешанном

режиме течения пленки конденсата средний по длине коэффициент теплоотдачи определяют по формуле:

				0,25			4 / 3
			Pr

					0,5
Re1				Pr		(Z 2300)

	253 0,069
		Prст
							.
							.

Здесь Рr, Рrст – числа Прандтля для конденсата.

При ts = 110°С, Рr = 1,60 при														tст1 = 88 °С,				Рrст1 = 2,0.
										1,6 0,25			0,5						4 / 3
Re1				253 0,069								Pr			(2680		2300)		1770
Re1				253 0,069								Pr			(2680		2300)		1770
										2
																			.
																			.
Учитывая, что							Re1 t H B находим:
1					Re1					1770				5770			2
1														5770			2
			tл		H B			22		2 6,95 10 3						Вт/м		·°С.
				2	H B
				2
Определим коэффициент теплоотдачи к воде.
Среднеарифметическая температура воды
		t					90
t		t	2	t2		30	90		60
t	2								60
	2			2			2				°С.
				2			2				°С.

Число Рейнольдса для вторичного теплоносителя (вода)

Re		1 0,014	2,93	104
	ж2
		0,478 10 6

				.
				.
Режим		движения воды турбулентный, поэтому число Нуссельта

рассчитывают по формуле:

		0,8	0,43		Prж2	0,25
		0,8	0,43		Prж2
Nu	2 0,021Re	ж 2	Prж2
Nu	2 0,021Re	ж 2	Prж2
				Prст2			.
							.

Перепад температур по толщине стенки оцениваем в

tст2		tст1		1 88 1 87		°С и Prст2		2,03,
						°С и Prст2		2,03,
									2,98	0,25
Nu		2	0,021 (2,93 104 )0,8 2,980,43								138,41
Nu			0,021 (2,93 104 )0,8 2,980,43								138,41
									2,03
									2,03
2	Nu 2			ж2 138,41		0,659	6510		Вт/м2·°С.
2	Nu 2			ж2 138,41	1,4 10 3		6510		Вт/м2·°С.
				d	1,4 10 3
				1

Коэффициент теплоотдачи от пара к воде:

1 °С, тогда

K		1			1		2980 Вт/м2·°С.

	1		1	1	1 10 3	1

	1		2	5770	102	6510
	1		2	5770	102	6510

Средняя плотность теплового потока q K tл = 2980 · 43,5 = 130 кВт/м2.

Поверхность теплообмена в первом приближении

F		Q		2200	16,9	м2.

		q	130
Число трубок в одном ходе
				4G2			4 8,8
n								58
	2		d12 v2				983,2 3,14 1,4 10 2 2 1
								.

Число ходов 4	и всего трубок п = 4 ·	58 = 232.
Высота трубок в первом приближении

H	F		16,9	1,55	м.

	d		3,14 1,5 10 2 232
		n

ср

Температура стенок трубок

tст1

110

130 103

57,5

°С;

5770

tст2

tст1

87,5

130 103

1 10 3 86,2 °С.

лат

102

Полученные значения величин

Н,

tст1 ,

tст2 отличаются более чем на 10 %,

поэтому производим повторный расчет,

принимая Н = 1,5 м, tст1 = 88 °С,

tст2 = 86 °С.

Повторный расчет Пусть приведенная высота поверхности (длина трубки) равна:

Z t H A = (110 – 88)·1,5·60,7 = 2190 < 2300.

Режим течения пленки конденсата ламинарный, поэтому расчет ведем по формуле:

Re1 3,8 z0,78 3,8 21900,78 1530 ,

1	Re1	1530	6120 Вт/м2·°С.
	t H B	22 1,5 6,95 10 3

Для вторичного теплоносителя при tст2 = 86,0°С, Рrст =1,96.

		0,8	0,43		Prж2	0,25

Nu	2 0,021Re	ж 2	Prж2				,

				Prст2

													2,98 0,25
Nu	2		0,021 (2,93 104 )0,8 2,980,43												139,5
Nu			0,021 (2,93 104 )0,8 2,980,43												139,5
													1,96
													1,96		.
															.
Коэффициент теплоотдачи:
2 Nu 2				ж2		139,5			0,659		6550 Вт/м2·°С.
2 Nu 2				ж2		139,5					6550 Вт/м2·°С.
				d				1,4 10 3
					1
Коэффициент теплопередачи:
K				1					1					3090	Вт/м2·°С.

		1				1				1 10 3		1
		1				1	1			1 10 3		1

		1				2		6120 102				6550
		1				2		6120 102				6550

Средняя плотность теплового потока:

q K tл = 3090·43,5 = 134 кВт/м2.

Поверхность теплообмена:

F Qq 2200134 16,4 м2.

Число трубок в одном ходе 58.

Всего трубок п = 4·58 = 232 сохраняются прежними.

Высота трубок во втором приближении

H		F														16,4					1,5 м.

		d	ср	n							3,14 1,5 10 2 232
		d		n							3,14 1,5 10 2 232

Температура стенок трубок
tст1	ts		q		110								134 103					88,1 °С;
tст1	ts		1		110													88,1 °С;
			1											6120
tст2	tст1				q				88,1								134 103				1 10 3 86,77 °С.
tст2	tст1								88,1												1 10 3 86,77 °С.
				лат													102
Совпадение полученных значений с ранее принятыми лежит в пределах
точности расчета,									таким образом,												окончательно принимаем F = 16,4 м и
Н =1,5 м. Определяем внутренний диаметр корпуса теплообменника

Dв	1,1 S						n			,		мм.
Dв	1,1 S									,		мм.

В данном случае выбираем шаг труб S =1,5 – 16 = 24 мм и коэффициент
заполнения трубной решетки = 0,6.
Dв	1,1 24							232				520					мм.
Dв	1,1 24							0,6				520					мм.
								0,6
Определяем диаметры патрубков:
– парового

dп	1,125										G1				1,125						0,99	0,39	м.
dп	1,125					1 v1									1,125				0,826 10 1			0,39	м.
						1 v1													0,826 10 1
– водяного

dв	1,125										G2					1,125					8,8	0,106	м.
dв	1,125					2 v2										1,125				983,2 1 1		0,106	м.
						2 v2														983,2 1 1

Полученные значения диаметров патрубков следует округлить до ближайших стандартных размеров.

Гидродинамический расчет Гидравлическое сопротивление пароводяных подогревателей по

межтрубному пространству при конденсации пара на пучке вертикальных или горизонтальных трубок, как правило, не определяется. Величина такого сопротивления при нормальной эксплуатации теплообменных аппаратов,

работающих с небольшими скоростями греющего пара – до 10 м/с в межтрубном пространстве, очень мала [6].

Для вторичного теплоносителя (вода):

P2 Pт2 Pм2 .

сопротивление трения:

		H		v2
P	2		ж 2		2 n
P					2 n
т2		d	2		.
		d	2		.

Коэффициент сопротивления трения

	0,3164							0,33			0,3164		2,03	0,33

				Prст2
2
2		Re	0,25			Prж 2					0,25
		Re	ж2			Prж 2				2,93 104			2,98
Pт2	0,0192						1,5		983,2 12			4 4030	Па.
Pт2	0,0192								2			4 4030	Па.
					0,014				2
Местные сопротивления
P							v2
P			м2	ж2			2
м2			м2		2 .
					2 .

Коэффициенты местных сопротивлений равны:

0,0192

–удар и поворот потока во входной и выходной камерах м2 = 2 · 1,5 = 3;

–вход воды из камер в трубки и выход из трубок в камеры м2 = 8 · 1 = 8;

–поворот на угол 180º в камерах м2 = 3 · 2,5 = 7,5.

Суммарный коэффициент равен:

				3 8	7,5 18,5
м2 м2	м2		м2	3 8	7,5 18,5	.
						.
Местные сопротивления:
Pм2 18,5		983,2 12		9100	Па.
Pм2 18,5			2	9100	Па.
			2

Общее сопротивление вторичного теплоносителя:

<<< < Предыдущая 1 2 3 4 5 67 / 107 8 9 10 > Следующая >>>

Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]

#
25.11.20232.58 Mб09352.pdf
#
25.11.20232.58 Mб09353.pdf
#
25.11.20232.58 Mб09354.pdf
#
25.11.20232.58 Mб09355.pdf
#
25.11.20232.58 Mб09356.pdf
#
25.11.20232.58 Mб09357.pdf
#
25.11.20232.59 Mб19358.pdf
#
25.11.20232.59 Mб09359.pdf
#
21.11.2023163.63 Кб0936.pdf
#
25.11.20232.59 Mб09360.pdf
#
25.11.20232.59 Mб09361.pdf