Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Министерство образования и науки РФ
Иркутский национальный исследовательский технический университет
Кафедра теплоэнергетики
Расчетно-графическая работа
по дисциплине «Тепломассообменное оборудование ТЭС и промпредприятий»
на тему: «Тепловой поверочный расчет кожухотрубного и пластинчатого теплообменников»
Вариант 15
Выполнил: студент гр. ПТЭб-12-1
Распутин В.В.
Проверил: доцент кафедры ТЭ Картавская В. М.
Иркутск 2015г.
ВВЕДЕНИЕ
1. Расчет тепловой нагрузки теплообменного аппарата
2. Расчет и выбор кожухотрубных теплообменников
3. Графо-аналитический метод определения коэффициента теплопередачи и поверхности нагрева
4. Расчет и выбор пластинчатого теплообменника
5. Сравнительный анализ теплообменных аппаратов
6. Гидравлический расчет кожухотрубных теплообменников, трубопроводов воды и конденсата, выбор насосов и конденсатоотводчика
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
ВВЕДЕНИЕ
В работе приводится расчет и выбор двух видов теплообменников кожухотрубного и пластинчатого.
Кожухотрубные теплообменники представляют собой аппараты, выполненные из пучков труб, собранных при помощи трубных решеток, и ограниченные кожухами и крышками со штуцерами. Трубное и межтрубное пространства в аппарате разобщены, а каждое из этих пространств может быть разделено при помощи перегородок на несколько ходов. Перегородки устанавливаются с целью увеличения скорости, а, следовательно, и интенсивности теплообмена.
Теплообменники этого типа предназначаются для теплообмена между жидкостями и газами. В большинстве случаев пар (греющий теплоноситель) вводится в межтрубное пространство, а нагреваемая жидкость протекает по трубкам. Конденсат из межтрубного пространства выходит к конденсатоотводчику через штуцер, расположенный в нижней части кожуха.
Другой вид - пластинчатые теплообменные аппараты. В них поверхность теплообмена образована набором тонких штампованных гофрированных пластин. Эти аппараты могут быть разборными, полу-разборными и неразборными (сварными).
В пластинах разборных теплообменников имеются угловые отверстия для прохода теплоносителей и пазы, в которых закрепляются уплотнительные и компонующие прокладки из специальных термостойких резин.
Пластины сжимаются между неподвижной и подвижной плитами, таким образом, что, благодаря прокладкам между ними, образуются каналы для поочередного прохода горячего и холодного теплоносителей. Плиты снабжены штуцерами для присоединения трубопроводов.
Неподвижная плита крепится к полу, пластины и подвижная плита - закрепляются в специальной раме. Группа пластин, образующих систему параллельных каналов, в которых данный теплоноситель движется только в одном направлении, составляет пакет. Пакет по существу аналогичен одному ходу по трубам в многоходовых кожухотрубных теплообменниках.
Цель работы - произвести тепловой и поверочный расчет кожухотрубных и пластинчатого теплообменников.
Для этого необходимо:
рассчитать тепловую нагрузку теплообменного аппарата;
рассчитать и выбрать:
кожухотрубные теплообменники из стандартного ряда;
пластинчатый теплообменник из стандартного ряда.
Задание выполнить тепловой поверочный расчет кожухотрубных и пластинчатого теплообменников.
Исходные данные:
Теплоноситель:
греющий - сухой насыщенный пар;
нагреваемый - вода.
Параметры греющего теплоносителя:
давление Р 1 = 1,5 МПа;
температура t 1к = t н.
Параметры нагреваемого теплоносителя:
расход G 2 = 80 кг/с;
температура на входе t 2н = 40С;
температура на выходе t 2к = 170С.
Расположение труб вертикальное.
1. Расчет тепловой нагрузки теплообменного аппарата
Тепловая нагрузка из уравнения теплового баланса
,
кожухотрубный теплообменник пластинчатый нагрев
где - теплота, переданная греющим теплоносителем (сухим насыщенным паром), кВт; - теплота, воспринятая нагреваемым теплоносителем (водой), кВт; КПД теплообменника, учитывающий потери теплоты в окружающую среду.
Уравнение теплового баланса при изменении агрегатного состояния одного из теплоносителей
,
где, соответственно расход, теплота парообразования и температура насыщения сухого насыщенного пара, кг/с, кДж/кг, С; - температура переохлаждения конденсата, С; теплоемкость конденсата греющего теплоносителя, кДж/(кг·К); - соответственно расход и удельная теплоемкость нагреваемой воды, кг/с и кДж/(кг·К) при средней температуре; - соответственно начальная и конечная температуры нагреваемой воды, С.
По давлению греющего теплоносителя Р 1 = 1,5 МПа определяем по температуру насыщения t н = 198,3С и теплоту парообразования r = 1946,3 кДж/кг.
Определяющая температура конденсата
С.
Теплофизические параметры конденсата при =198,3С из :
плотность 1 = 1963,9 кг/м 3 ;
теплоемкость = 4,49 кДж/(кг·К);
теплопроводность 1 = 0,66 Вт/(м·К);
динамический коэффициент вязкости 1 =13610 -6 Пас;
кинематическая вязкость н 1 = 1,5610 -7 м 2 /с;
число Прандтля Pr 1 =0,92.
Определяющая температура воды
С.
Теплофизические параметры воды при = С из :
плотность 2 = 1134,68 кг/м 3 ;
теплоемкость = 4,223 кДж/(кг·К);
теплопроводность 2 = 0,68 Вт/(м·К);
динамический коэффициент вязкости 2 = 26810 -6 Пас;
кинематическая вязкость н 2 = 2,810 -7 м 2 /с;
число Прандтля Pr 2 = 1,7.
Теплота, воспринятая нагреваемой водой без изменения агрегатного состояния
Теплота, переданная сухим насыщенным паром при изменении агрегатного состояния
МВт.
Расход греющего теплоносителя
кг/с.
Выбор схемы движения теплоносителей и определение среднего температурного напора
На рис.1 представлен график изменения температур теплоносителей по поверхности теплообменника при противотоке.
Рисунок 1 - График изменения температур теплоносителей по поверхности теплообмена при противотоке
В теплообменном аппарате происходит изменение агрегатного состояния греющего теплоносителя, следовательно, средний логарифмический температурный напор находится по формуле
.
С,
где C- большая разность температур двух теплоносителей на концах теплообменника; C - меньшая разность температур двух теплоносителей на концах теплообменника.
Принимаем ориентировочное значение коэффициента теплопередачи
ор =2250 Вт/(м 2 ·К).
Тогда из основного уравнения теплопередачи ориентировочная площадь поверхности теплообмена
м 2 .
2. Расчет и выбор кожухотрубных теплообменников
Между труб в кожухотрубном теплообменнике движется греющий теплоноситель - конденсирующийся сухой насыщенный пар, в трубах - нагреваемый теплоноситель вода, коэффициент теплоотдачи конденсирующегося пара выше, чем у воды.
Выбираем вертикальный сетевой подогреватель типа ПСВК-220-1,6-1,6 (рис.2) .
Основные размеры и технические характеристики теплообменника:
Диаметр корпуса D = 1345 мм.
Толщина стенки = 2 мм.
Наружный диаметр труб d = 24 мм.
Число ходов теплоносителя z = 4.
Общее число труб n = 1560.
Длина труб L = 3410 мм.
Площадь поверхности теплообмена F = 220 м 2 .
Выбран вертикальный подогреватель сетевой воды ПСВК-220-1,6-1,6 (рис. 4) с поверхностью теплообмена F = 220 м 2 .
Условное обозначение теплообменника ПСВК-220-1,6-1,6: П подогреватель; С сетевой воды; В вертикальный; К для котельных; 220 м 2 - площадь поверхности теплообмена; 1,6 МПа - максимальное рабочее давление греющего сухого насыщенного пара, МПа; 1,6 МПа - максимальное рабочее давление сетевой воды.
Рисунок 2 - Схема вертикального подогревателя сетевой воды типа ПСВК-220: 1 - распределительная водяная камера; 2 - корпус; 3 - трубная система; 4 - малая водяная камера; 5 - съемная часть корпуса; А, Б - подвод и отвод сетевой воды; В - вход пара; Г - отвод конденсата; Д - отвод воздушной смеси; Е - слив воды из трубной системы; К - к дифманометру; Л - к указателю уровня
В корпусе имеется нижний фланцевый разъем, что обеспечивает доступ к нижней трубной доске без выемки трубной системы. Применена однопроходная схема движения пара без застойных зон и завихрений. Усовершенствована конструкция пароотбойного щита и его крепление. Введен непрерывный отвод паровоздушной смеси. Введен каркас трубной системы, за счет чего повышена ее жесткость. Параметры указаны для латунных теплообменных труб при номинальном расходе сетевой воды и при указанном давлении сухого насыщенного пара. Материал труб - латунь, нержавеющая сталь, медноникилевая сталь.
Так как в теплообменнике происходит пленочная конденсация пара на наружной поверхности вертикально расположенных труб, воспользуемся следующей формулой коэффициента теплоотдачи от конденсирующегося сухого насыщенного пара к стенке из :
Вт/(м 2 К),
где = 0,66 Вт/(мК) - коэффициент теплопроводности насыщенной жидкости; = кг/м 3 - плотность насыщенной жидкости при С; Пас - коэффициент динамической вязкости насыщенной жидкости.
Определим коэффициент теплоотдачи для трубного пространства (нагреваемый теплоноситель - вода).
Для определения коэффициента теплоотдачи необходимо определить режим течения воды по трубкам. Для этого вычисляем критерии Рейнольдса :
,
где d вн = d-2 = 24-22 = 20 мм = 0,02 м - внутренний диаметр трубок; n = 1560 - общее число трубок; z = 4 - число ходов; Пас динамический коэффициент вязкости воды.
= 10 4 - режим течения турбулентный, тогда критерий Нуссельта из
,
Коэффициент теплоотдачи от стенки к нагреваемому теплоносителю
Вт/(м 2 К),
где Вт/(м 2 К) - коэффициент теплопроводности воды при С.
Определим скорость воды:
Проверка температуры стенки:
Принимаем, что трубы изготовлены из латуни, коэффициент теплопроводности ст = 111 Вт/(м·К) по .
По наибольшему значению коэффициента теплоотдачи от пара к стенке определяем коэффициент теплопередачи:
Вт/(м 2 К).
Определяем площадь поверхности теплообмена:
м 2 ,
где МВт - теплота, переданная греющим теплоносителем; С - средний температурный напор.
Запас:
.
3. Графо-аналитический метод определения коэффициента теплопередачи и поверхности нагрева
Коэффициент теплопередачи определяем графо-аналитическим методом, для чего предварительно находим для различных участков перехода теплоты зависимость между плотностью теплового потока q и перепадом температур t.
а) Передача тепла от пара к стенке.
Коэффициент теплоотдачи определяем по формуле
где H=3,41м - высота трубок в одном ходе.
Для найденного значения 1 определяем плотность теплового потока
Задавшись рядом значений, вычисляем соответствующие им величины и:
Связь между q 2 и t 2 изображается графически прямой линией (рис. 3).
в) Передача теплоты через накипь
где нак =3,49 Вт/(мС) - теплопроводность накипи; толщина накипи.
Задавшись рядом значений, вычисляем величину:
Строим кривую рис. 3.
Складывая ординаты четырех зависимостей, строим суммарную кривую температурных перепадов. Из точки m на оси ординат, соответствующей, проводим прямую, параллельную оси абсцисс до пересечения ее с суммарной кривой. Из точки пересечения n опускаем перпендикуляр n на ось абсцисс и находим значение q=49500 Вт/м 2 .
Рисунок 3 - Зависимость теплового напряжения поверхности нагрева от температурного напора
При этом коэффициент теплопередачи
Поверхность нагрева теплообменника
4. Расчет и выбор пластинчатого теплообменника
Выбираю стандартный теплообменник (рис.4, табл. 2.13 ).
Параметры теплообмена и основные параметры разборных пластинчатых теплообменников (по ГОСТ 15518-83) со следующими характеристиками:
площадь поверхности теплообмена F=250м 2 ;
площадь платины f=0,6м 2 ;
количество пластин N=420;
эквивалентный диаметр канала d э =8,3мм;
приведенная длина канала L=1,01м;
поперечное сечение канала S=0,00245м 2 .
Условное обозначение теплообменника ТПР-0,6Е-250-1-2-10 (рис.4): Т - теплообменник; П - пластинчатый; Р - разборный; 0,6 м 2 - площадь одной пластины; Е - тип пластин; 250м 2 - площадь поверхности теплообмена; 1 - на консольной раме; 2 - марка материала; 10 - марка материала прокладки.
Скорость жидкости в каналах найдем по формуле
м/с,
где кг/с - расход нагреваемого теплоносителя; кг/м 3 - плотность воды при = 105?С; N = 420 - количество пластин аппарата; S = 0,00245м 2 поперечное сечение канала.
Рисунок 4 - Разборный пластинчатый теплообменник типа ТПР-0,6Е-250-1-2-10
;
Критерий Нуссельта
;
Коэффициент теплоотдачи к воде рассчитывается по формуле
Вт/(м 2 К).
Определяем значение Температура стенки t ст =(t н +/2=(198,3+170)/2=184,2. Тогда
При этом критерий Рейнольдса рассчитывается по формуле
Коэффициент теплоотдачи от сухого насыщенного пара к стенке
Вт/(м 2 К),
где = 240 коэффициент, зависящий от типа (площади) пластины, при f=0,6м 2 .
Теплопроводность нержавеющей стали л = 111 Вт/(мК).
Тогда значение коэффициента теплопередачи составит
Вт/(м 2 К).
Уточняем значение
Температура стенки составит
Так как полученное значение температуры стенки мало отличается от принятого, то рассчитываем поверхность теплообмена.
Требуемая поверхность теплообмена
м 2 ;
Запас поверхности составит
.
5 . Сравнительный анализ теплообменных аппаратов
Сравнивая выбранные кожухотрубные и пластинчатый теплообменники, можно сделать вывод, что пластинчатый теплообменник предпочтительнее, особенно по габаритам, так как длина канала у пластинчатого L=1,01 м, а кожухотрубных L=3,41м.
Пластинчатые теплообменники экономически выгодны и по эксплуатационным показателям превосходят лучшие кожухотрубные .
Таким образом, можно сделать вывод, что в нашем случае предпочтительнее установить пластинчатый теплообменник, тем более, что запас поверхности нагрева его составляет % против отсутствия практически такового у кожухотрубных, - существует возможность обеспечения тепловой нагрузки выше расчетной 46,2 МВт.
Таблица 1 - Сравнительный анализ теплообменников
6. Гидравлический расчет кожухотрубных теплообменников, трубопроводов воды и конденсата, выбор насосов и конденсатоотводчика
Потери давления воды в трубном пространстве с учетом шероховатости труб и сопротивлений входного и выходного штуцеров определяется по формуле
где л - коэффициент гидравлического сопротивления трения; L - длина трубы, м; щ тр - скорость потока внутри труб, м/с; d - внутренний диаметр трубы, м; с тр - плотность воды внутри труб, кг/м 3 ; z - число ходов; о 1 =2,5 - коэффициент поворота между ходами ; =1,5 - коэффициент гидравлического сопротивления штуцеров ; - скорость потока в штуцерах, определяемая по формуле , м/с.
где G тр - расход воды, кг/с; d ш - диаметр штуцера, м, определяемый в зависимости от диаметра кожуха .
Коэффициент гидравлического сопротивления трения при турбулентном течении жидкости внутри труб определяется по формуле
где Re тр - число Рейнольдса для трубного пространства; е=Д/d - отношение величины шероховатости Д=0,2 мм к внутреннему диаметру трубы d, мм.
Гидравлическое сопротивление
Скорость воды в трубках
где плотность воды при температуре =105 С.
Внутренний диаметр штуцеров по принимаем d ш =300 мм=0,3 м.
Скорость потока воды в штуцерах
0,99 м/с.
Коэффициент гидравлического сопротивления трения при турбулентном течении жидкости внутри труб из
,
где e=/d=0,0002/0,02=0,01 - отношение величины шероховатости =0,2мм.
Таким образом, определим потери давления в трубном пространстве теплообменника:
Па.
Скорость конденсата в межтрубном пространстве определяют по формуле
0,4 м/с,
где 0,03 м 2 - площадь сечения потока между перегородками; 1963,9 кг/м 3 - плотность конденсата при температуре =198,3 С. Потери давления конденсата в межтрубном пространстве определяются по формуле
где Re мтр - число Рейнольдса для межтрубного пространства; щ мтр - скорость потока конденсата в межтрубном пространстве, м/с; с мтр - плотность конденсата в межтрубном пространстве, кг/м 3 ; о=1,5 - коэффициент гидравлического сопротивления входов и выходов воды в межтрубном пространстве ; x=4 - число сегментных перегородок ; m - число рядов труб, преодолеваемых потоком конденсата в межтрубном пространстве, определяемая по формуле
где мтр.ш - скорость потока конденсата в штуцерах, м/с, определяемая по формуле
0,17 м/с,
где G 1 =23,73 кг/с - расход конденсата; кг/м 3 - плотность конденсата при температуре =198,3 С; d мтр.ш = 0,3 м - диаметр штуцеров к кожуху из .
= 8226,2 Па.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
В расчетно-графической работе был произведен поверочный расчет кожухотрубчатых и пластинчатого теплообменников для нагрева воды за счет теплоты конденсации водяного пара. В результате были выбраны стандартные теплообменники:
для нагрева воды за счет теплоты конденсации водяного пара ПСВК-220-1,6-1,6;
По результатам поверочного расчета были получены следующие результаты: тепловая нагрузка МВт; расчетный коэффициент теплопередачи Вт/(м 2 К); стандартная площадь поверхности теплообмена в первой секции =м 2 .
Расчетный коэффициент теплопередачи пластинчатого теплообменника Вт/(м 2 К) и стандартная площадь поверхности теплообмена 250 м 2 .
Выполнен гидравлический расчет с учетом местных сопротивлений, а также потерь давления в трубопроводах, длина которых принята самостоятельно.
Выбраны насосы для теплоносителей с учетом их расхода и напора, который должны создать насосы. Для нагреваемого теплоносителя - насос Х90/85, для охлажденного конденсата - насос Х90/33. Также выбраны для питания насосов электродвигатели АО-103-4 и АО2-91-2. Для отвода конденсата выбран конденсатоотводчик типа КА2Х26.16.13 и давлением пара 1,3 МПа.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
1. Картавская В.М. Тепломассообменное оборудование ТЭС и промпредприятий [Электронный ресурс]: учеб. пособие. - Иркутск: Изд-во ИрГТУ, 2014.
2. Александров А.А., Григорьев Б.А. Таблицы теплофизических свойств воды и водяного пара: справочник. - М.: Издательский дом МЭИ, 2006. - 168с.
3. Авчухов В.В., Паюсте Б.Я. Задачник по процессам тепломассообмена: учеб. пособие. М.: Энергоатомиздат, 1986. - 144с.
4. Лебедев П.Д. Теплообменные, сушильные и холодильные установки: учеб. пособие - М.: Энергия, 1972. - 317 с.
5. Теплообменное оборудование для промышленных установок и систем теплоснабжения. Промышленный каталог [Электронный ресурс]. - М.: ФГУП ВНИИАМ, 2004.
6. Основные процессы и аппараты химической технологии: пособие по проектированию/ под ред. Ю.И. Дытнерского. - М.: Альянс, 2008. - 496с.
7. Оборудование для пароконденсатных систем. Промышленный каталог [Электронный ресурс]. - Режим доступа: http://www.relasko.ru (29 апреля 2015).
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Общая схема пастеризационно–охладительной установки и особенности конструирования пластинчатых теплообменников. Влияние загрязнений и конструктивных особенностей пластинчатых теплообменников на коэффициент теплопередачи. Установка осветительного фильтра.
курсовая работа , добавлен 30.06.2014
Расчет тепловой схемы отопительной котельной. Подбор котлов и гидравлический расчет трубопроводов. Выбор способа водоподготовки и теплообменников. Аэродинамический расчет газовоздушного тракта котельной, температурного удлинения и взрывных клапанов.
курсовая работа , добавлен 25.12.2014
Расчет режима работы и показателей экономичности теплонасосной установки. Выбор насосов, схем включения испарителей, конденсаторов, диаметров трубопроводов. Тепловой расчет и подбор теплообменников. Разработка принципиальной схемы системы водоснабжения.
курсовая работа , добавлен 23.03.2014
Сравнительный анализ теплообменников. Технологический процесс нагрева растительного масла. Теплотехнический, конструктивный, гидравлический и прочностной расчет теплообменника. Определение тепловой изоляции внутренней и наружной поверхностей трубы.
дипломная работа , добавлен 08.09.2014
Тепловой, конструктивный и гидравлический расчет кожухотрубного теплообменника. Определение площади теплопередающей поверхности. Подбор конструкционных материалов и способ размещения трубных решеток. Выбор насоса с необходимым напором при перекачке воды.
курсовая работа , добавлен 15.01.2011
Тип теплоутилизатора и котлоагрегата. Поверхность теплообмена для передачи заданного количества теплоты. Основные особенности работы контактных теплообменников. Выбор типоразмера теплоутилизатора. Тепловой, конструктивный и гидравлический расчет.
курсовая работа , добавлен 08.02.2011
Назначение, устройство и классификация теплообменных аппаратов, их функциональные, конструктивные признаки; схемы движения теплоносителей; средний температурный напор. Тепловой и гидромеханический расчёт и выбор оптимального пластинчатого теплообменника.
курсовая работа , добавлен 10.04.2012
Выбор и расчет тепловой схемы. Характеристика оборудования по водоводяному и газовоздушному тракту. Расчёт и выбор теплообменников, топливоподачи с ленточным конвейером. Автоматизация котла КВ-ТС-20. Расчет технико-экономических показателей котельной.
дипломная работа , добавлен 30.07.2011
Сведения о системах автоматического управления и регулирования. Основные линейные законы. Комбинированные и каскадные системы регулирования. Регулирование тепловых процессов, кожухотрубных теплообменников. Автоматизация абсорбционных и выпарных установок.
курс лекций , добавлен 01.12.2010
Понятие, виды, технологическое назначение и конструкции теплообменников. Теплофизические свойства теплоносителей. Тепловой, компоновочный и гидравлический расчет теплообменного аппарата. Характеристика калорифера, классификация и принципы его работы.
Теплообменный аппарат - это устройство, обеспечивающее передачу тепла между средами, разнящимися по температуре. Для обеспечения тепловых потоков различного количества конструируются разные теплообменные устройства. Они могут иметь разные формы и размеры в зависимости от требуемой производительности, но основным критерием выбора агрегата является площадь его рабочей поверхности. Она определяется с помощью теплового расчета теплообменника при его создании или эксплуатации.
Расчет может нести в себе проектный (конструкторский) или проверочный характер.
Конечным результатом конструкторского расчета является определение площади поверхности теплообмена, необходимой для обеспечения заданных тепловых потоков.
Проверочный расчет, напротив, служит для установления конечных температур рабочих теплоносителей, то есть тепловых потоков при имеющейся площади поверхности теплообмена.
Соответственно, при создании устройства проводится конструкторский расчет, а при эксплуатации - проверочный. Оба расчета идентичны и, по сути, являются взаимообратными.
Основы теплового расчета теплообменных аппаратов
Основой для расчета теплообменников являются уравнения теплопередачи и теплового баланса.
Имеет следующий вид:
Q = F‧k‧Δt, где:
- Q - размер теплового потока, Вт;
- F - площадь рабочей поверхности, м2;
- k - коэффициент передачи тепла;
- Δt - разница между температурами носителей на выходе в аппарат и на выходе из него. Также величина называется температурным напором .
Как можно заметить, величина F, являющаяся целью расчета, определяется именно через уравнение теплопередачи. Выведем формулу определения F:
Уравнение теплового баланса учитывает конструкцию самого аппарата. Рассматривая его можно определить значения t1 и t2 для дальнейшего вычисления F. Уравнение выглядит следующим образом:
Q = G 1 c p 1 (t 1 вх -t 1 вых) = G 2 c p 2 (t 2 вых -t 2 вх), где:
- G 1 и G 2 - расходы масс греющего и нагреваемого носителей соответственно, кг/ч;
- c p 1 и c p 2 - удельные теплоемкости (принимаются по нормативным данным), кДж/кг‧ ºС.
В процессе обмена тепловой энергией носители изменяют свои температуры, то есть в устройство каждый из них входит с одной температурой, а выходит - с другой. Эти величины (t 1 вх;t 1 вых и t 2 вх;t 2 вых) являются результатом проверочного расчета, с которым сравниваются фактические температурные показатели теплоносителей.
Вместе с тем большое значение имеют коэффициенты теплоотдачи несущих сред, а также особенности конструкции агрегата. При детальных конструкторских расчетах составляются схемы теплообменных аппаратов, отдельным элементом которых являются схемы движения теплоносителей. Сложность расчета зависит от изменения коэффициентов теплопередачи k на рабочей поверхности.
Для учета этих изменений уравнение теплопередачи принимает дифференциальный вид:
Такие данные, как коэффициенты теплоотдачи носителей, а также типовые размеры элементов при конструировании аппарата или при проверочном расчете, учитываются в соответствующих нормативных документах (ГОСТ 27590).
Пример расчета
Для большей наглядности представим пример конструкторского расчета теплообмена. Этот расчет имеет упрощенный вид, и не учитывает потерь теплоты и особенностей конструкции теплообменного аппарата.
Исходные данные:
- Температура греющего носителя при входе t 1 вх = 14 ºС;
- Температура греющего носителя при выходе t 1 вых = 9 ºС;
- Температура нагреваемого носителя при входе t 2 вх = 8 ºС;
- Температура нагреваемого носителя при выходе t 2 вых = 12 ºС;
- Расход массы греющего носителя G 1 = 14000 кг/ч;
- Расход массы нагреваемого носителя G 2 = 17500 кг/ч;
- Нормативное значение удельной теплоемкости с р =4,2 кДж/кг‧ ºС;
- Коэффициент теплопередачи k = 6,3 кВт/м 2 .
1) Определим производительность теплообменного аппарата с помощью уравнения теплового баланса:
Q вх = 14000‧4,2‧(14 - 9) = 294000 кДж/ч
Q вых = 17500‧4,2‧(12 - 8) = 294000 кДж/ч
Qвх = Qвых. Условия теплового баланса выполняются. Переведем полученную величину в единицу измерения Вт. При условии, что 1 Вт = 3,6 кДж/ч, Q = Qвх = Qвых = 294000/3,6 = 81666,7 Вт = 81,7 кВт.
2) Определим значение напора t. Он определяется по формуле:
3) Определим площадь поверхности теплообмена с помощью уравнения теплопередачи:
F = 81,7/6,3‧1,4 = 9,26 м2.
Как правило, при проведении расчета не все идет гладко, ведь необходимо учитывать всевозможные внешние и внутренние факторы, влияющие на процесс обмена теплом:
- особенности конструкции и работы аппарата;
- потери энергии при работе устройства;
- коэффициенты теплоотдачи тепловых носителей;
- различия в работе на разных участках поверхности (дифференциальный характер) и т.д.
Для наиболее точного и достоверного расчета инженер должен понимать сущность процесса передачи тепла от одного тела к другому. Также он должен быть максимально обеспечен необходимой нормативной и научной литературой, поскольку в расчете на множество величин составлены соответствующие нормы, которых специалист обязан придерживаться.
Выводы
Что мы получаем в результате расчета и в чем его конкретное применение?
Допустим, что на предприятие поступил заказ. Необходимо изготовить тепловой аппарат с заданной поверхностью теплообмена и производительностью. То есть перед предприятием не стоит вопрос размеров аппарата, но стоит вопрос материалов, которые обеспечат нужную производительность с заданной рабочей площадью.
Для решения данного вопроса производится тепловой расчет, то есть определяются температуры теплоносителей на входе и выходе из аппарата. Исходя из этих данных выбираются материалы для изготовления элементов устройства.
В конечном итоге, можно сказать, что рабочая площадь и температура носителей на входе и выходе из аппарата - основные взаимосвязанные показатели качества работы теплообменной машины. Определив их путем теплового расчета инженер сможет разработать основные решения для конструирования, ремонта, контроля и поддержания работы теплообменников.
В следующей статье мы рассмотрим назначение и особенности , поэтому подписывайтесь на нашу e-mail рассылку и новости в соц сетях, чтобы не пропустить анонс.
Различают проектный и поверочный расчеты теплообменников. Целью проектного расчета является определение необходимой поверхности теплообмена и режима работы теплообменника для обеспечения заданного переноса теплоты от одного теплоносителя другому. Задачей поверочного расчета является определение количества передаваемой теплоты и конечных температур теплоносителей в данном теплообменнике с известной поверхностью теплообмена при заданных условиях его работы. Эти расчеты основываются на использовании уравнения теплопередачи и тепловых балансов.
Исходными данными для проектного расчета чаще всего являются: G – расход одного или обоих (G , D ) теплоносителей, кг/с; Тн, Тк – начальная и конечная температуры, К; р – давление сред; с, m, r – теплоемкость, вязкость и плотность теплоносителей (эти величины могут быть не заданы, тогда их следует определять из справочной литературы). Кроме того, часто указывается и тип проектируемого теплообменника. Если он не указан, то необходимо сначала провести технико-экономическое обоснование выбранного типа.
Задачей проектного теплового расчета теплообменника является определение поверхности теплообмена в результате совместного решения интегрального уравнения теплопередачи и уравнений тепловых балансов:
Если теплоносители изменяют агрегатное состояние в процессе теплообмена, расчет тепловой нагрузки (удельного теплового потока) производится через энтальпии:
где Gтг, Gтх – массовые расходы горячего и холодного теплоносителей, кг/с ; h¢,h¢¢ – коэффициенты (КПД), учитывающие потери (приток) тепла в теплообменных аппаратах.
Значения физических констант свойств теплоносителей можно принимать как среднеинтегральные величины, если в рассматриваемом интервале температур их нельзя считать постоянными. С некоторым приближением (что на практике чаще и делают) расчетное значение теплоемкости можно брать как истинное значение сp при средней температуре теплоносителя либо как среднее арифметическое истинных теплоемкостей при конечных температурах.
Значение коэффициентов h наиболее точно определяют опытным или расчетным путем. Из промышленной практики известно, что для теплообменников потери тепла в окружающую среду обычно невелики и составляют 2–3 % от общего переданного тепла. Поэтому в приближенных расчетах можно принять h = 0,97–0,98.
Уравнения тепловых балансов служат для нахождения расходов теплоносителей или их конечных температур. Если ни то, ни другое не задано, то, как правило, задаются начальными и конечными значениями температур теплоносителей с таким расчетом, чтобы минимальная разность температур между теплоносителями была не менее 5–7 К. Поверхность теплообмена определяют из основного уравнения теплопередачи, предварительно задавшись ориентировочным значением коэффициента теплопередачи.
Расчет температурного напора состоит в определении средней разности температур DТср и вычислении средних температур теплоносителей Тср и qср :
При определении DТср сначала устанавливают характер изменения температур теплоносителей и выбирают схему их движения, стремясь обеспечить как можно большее значение среднего температурного напора. С точки зрения условий теплообмена наиболее выгодна противоточная схема, которая не всегда может быть осуществлена на практике (например, если конечная температура одного из теплоносителей по технологическим соображениям не должна превышать определенного значения, то часто выбирают прямоток).
Смешанная и перекрестная схемы движения (наиболее часто встречающиеся в практике) занимают промежуточное положение между прямотоком и противотоком. Вычисление DТср, DТб, DТм для указанных схем связано с определенными трудностями. В литературе известны формулы для вычисления DТср при смешанном и перекрестном токе, которые однако сложны, громоздки и поэтому неудобны.
При выполнении тепловых расчетов трубчатых теплообменных аппаратов коэффициент теплопередачи обычно определяется по формулам для плоской стенки:
,
где aг, ax – коэффициенты теплоотдачи от горячего теплоносителя к стенке и от стенки к холодному теплоносителю соответственно.
Это не вносит больших погрешностей и вместе с тем значительно упрощает расчет. Исключение составляют ребристые поверхности и толстостенные гладкие трубы, у которых dн/dвн >2,0. Во избежание погрешностей расчет их по формулам для плоской стенки проводить не рекомендуется.
Уравнение для расчета коэффициента теплопередачи выражает принцип аддитивности термических сопротивлений при передаче тепла через стенку. Понятие о термическом сопротивлении введено для лучшего представления процесса теплообмена и удобства оперирования величинами сопротивлений при сложных тепловых расчетах. В частности, всегда следует помнить, что, исходя из принципа аддитивности, величина k будет всегда меньше наименьшего значения a (это условие является критерием проверки правильности сделанных вычислений, а также указывает на способы повышения интенсивности теплообмена; следует стремиться повысить меньшее значение a ). Кроме того, при расчетах параметра k следует ориентироваться на опытные значения.
При проектировании новых теплообменных аппаратов обязательно нужно учесть возможность загрязнения теплообменной поверхности и принять соответствующий запас. Учет загрязнения поверхности производят двумя способами: либо путем введения так называемого коэффициента загрязнений h3 , на который умножается коэффициент теплопередачи, рассчитанный для чистых труб:
0,65–0,85,
либо путем введения термических сопротивлений загрязнений:
,
где R1 и R2 – термические сопротивления загрязнений с наружной и внутренней поверхностей теплообмена, которые выбираются по практическим данным, приведенным в справочной литературе.
Коэффициенты теплоотдачи, входящие в уравнения, определяются из критериальных выражений вида
,
где ; l – определяющий размер; w – скорость теплоносителя; с, m и l – теплоемкость, вязкость и теплопроводность теплоносителя; b – коэффициент объемного расширения, DТ – локальный температурный напор.
Конкретный вид критериального уравнения зависит от условий рассматриваемой задачи (нагревание, охлаждение, конденсация, кипение), режимов течения теплоносителей, типа и конструкции теплообменного аппарата.
При подборе стандартизированного теплообменника задаются ориентировочным значением коэффициента теплопередачи К . Затем по справочникам подбирают теплообменник и далее проводят расчет поверхности теплопередачи по рассмотренной схеме. При удовлетворительном совпадении расчета площади теплообмена тепловой расчет теплообменника заканчивают и переходят к его гидравлическому расчету, целью которого является определение гидравлического сопротивления теплообменника.
И.М. Сапрыкин, главный технолог,
ООО ПНТК «Энергетические технологии», г. Нижний Новгород
Введение
Широкое применение теплообменных аппаратов различного типа в теплоэнергетике и других областях техники вызывает потребность в методике расчета, позволяющей оперативно пересчитывать параметры теплоносителей для условий нерасчетных режимов работы.
Эта потребность касается главным образом специалистов, работающих в сферах проектирования и эксплуатации систем, содержащих теплообменные аппараты.
Знание «поведения» теплообменников (ТО) в нерасчетных режимах необходимо: для правильного выбора оборудования (насосов, регулирующих клапанов и других элементов трубопроводных систем, включающих ТО); для определения величин тепловых потоков и расходов теплоносителей при отсутствии расходомеров; для оценки степени чистоты (загрязнения) поверхностей нагрева ТО и других целей.
Сегодня на рынке теплообменного оборудования представлены как зарубежные, так и отечественные производители, выпускающие весьма широкий спектр ТО. Имеющиеся методики расчетов не всегда учитывают особенности конкретных ТО и теплофизические свойства воды.
Обращение к производителям ТО с просьбой о выполнении дополнительных расчетов по уже имеющемуся и находящемуся в эксплуатации ТО не всегда удобно либо вообще невозможно.
Различные типы и виды ТО отличаются конструктивными особенностями, расчетными тепловыми потоками, диапазонами температур теплоносителей. У каждого производителя теплообменного оборудования имеются свои эксклюзивные программы по расчету ТО, учитывающие их индивидуальные особенности.
При одинаковых параметрах - тепловом потоке и четырех температурах теплоносителей на портах - ТО различных производителей отличаются коэффициентами теплопередачи (КТП) и площадями поверхностей нагрева. То есть, информация об индивидуальных особенностях данного ТО заключена в его расчетных характеристиках.
Метод поверочного расчета теплообменников
основан на описании процесса конвективного теплообмена посредством критерия Нуссельта.
ты вычислить тепловой поток и расходы теплоносителей.
Следует иметь в виду, что при решении задач 1-3, величина Q весьма сильно зависит от точности измерения четырех температур на портах ТО.
Для задачи 10 - определение степени чистоты поверхности нагрева β - предлагается формула, полученная из общего уравнения (1):
Примеры расчета. Расчеты выполнены по формулам 1 и 3, m=0,73.
В тепловых пунктах систем централизованного теплоснабжения ТО, предназначенные для подогрева водопроводной воды на нужды горячего водоснабжения (ГВС), работают в весьма широких пределах изменения температур.
Температура воды ГВС на входе в ТО в течение суток изменяется от 5 до 50 ОC (циркуля-
ция при отсутствии водоразбора). В свою очередь, в течение сезона температура теплоносителя на входе в ТО может изменяться от 70 до 150ОC.
Кроме того, тепловой поток для ГВС, передаваемый ТО в течение суток при отсутствии баков-аккумуляторов горячей воды, может изменяться в 10 и более раз.
В табл. 2 приведены расчеты режимов работы одноходового ПТО типа М 10В с поверхностью нагрева 30,96 м2. ПТО предназначен для обеспечения максимальной часовой тепловой нагрузки ГВС 2000 кВт и подключен к тепловым сетям по параллельной схеме. Расчетными температурами для подбора ПТО являются:
■ по греющей воде: на входе в ПТ01 τ1=70 ОC; на выходе из ПТО t2=30 ОC;
■ по нагреваемой воде: на входе в ПТОτ2=5 ОC; на выходе из ПТО τ1 = 60 ОC.
Режим 1 - расчетный.
Режим 2 является максимально зимним режимом, температура греющей воды составляет
t1=130 ОC. При этом расход G1 снижается до 14,2 т/ч, а температура t2 падает до 8,9 ОC.
Режим 3 предполагает наличие слоя накипи S=0,1 мм. Для обеспечения температуры τ1 =60 ОC расход G1 возрастает до 65 т/ч, а температура t2 до 43,6 ОC.
Режим 4 предполагает наличие слоя накипи S=0,3 мм (β=0,46). Если по греющей стороне отсутствует возможность дальнейшего увеличения расхода свыше Θ^δδ т/ч, то Q снижается до 1648 кВт, t2 возрастает до 48,2 ОC, а t1 снижается до 50,3 ОC.
Режимы 5 и 6 - циркуляционные. В режиме 6 при t1=130 ОC расход греющего теплоносителя снижается до 6^2 т/ч (более чем в 20 раз по сравнению с режимом 1).
Выводы
1. Предлагается метод поверочных расчетов водоводяных противоточных одноходовых ТО, содержащий уравнение, связывающее тепловой поток с четырьмя температурами теплоносителей на портах при различных степенях чистоты теплопередающих поверхностей.
2. На основании предлагаемых уравнений возможно по известному расчетному режиму ТО (расчетные характеристики которого включают: тепловой поток, коэффициент теплопередачи, четыре температуры теплоносителей, степень чистоты) рассчитать параметры теплоносителей для любого другого режима. В частности, определять при отсутствии расходомеров величины теплового потока и расходов теплоносителей по результатам измерения четырех температур на портах ТО.
3. Предлагаемый метод несложно адаптируется к расчету противоточных одноходовых ТО с другими, кроме воды, жидкими средами.
Литература
1. СП 41-101 -95. Тепловые пункты.
2. Зингер Н.М., Тарадай А.М., Бармина Л.С. Пластинчатые теплообменники в системах теплоснабжения. М.: Энер-гоатомиздат, 1995.
3. Орбис В.С., Адамова М.А. К диагностике технического состояния теплообменных аппаратов // Энергосбережение. 2005. № 2.