База знаний студента. Реферат, курсовая, контрольная, диплом на заказ

курсовые,контрольные,дипломы,рефераты

Тепловой расчет кожухотрубного теплообменного аппарата — Технология

Міністерство освіти і науки України

Національний технічний університет України

"Київський політехнічний інститут"

Кафедра теоретичної та промислової теплотехніки

Курсовий проект

Тепловий розрахунок кожухотрубного

теплообмінного апарата

ЗТП 2101 00 01

Прийняв: доц..Гавриш А. С. Виконав: студент гр. ЗТП – 21, ТЕФ

Глянь Валерій Володимирович

зал. книжка № 2101

Захист дозволено "____""________" 2006 р. варіант № 1

Захищено з оцінкою "_________"

Підпис викладача ____________ Підпис студента ____________

Mail: Glian1@online.ua

2006

Содержание

Введение.

Постановка задачи.

1. Количество передаваемой теплоты.

2. Коэффициент теплоотдачи к наружной поверхности трубки.

3. Коэффициент теплоотдачи внутренней поверхности трубки.

4. Коэффициент теплопередачи.

5. Площадь поверхности нагрева.

Вывод.

Список используемой литературы.

Введение

Теплообменными аппаратами называют устройства, предназначенные для передачи тепла от одного теплоносителя к другому, а также осуществления различных технологических процессов: нагревание, охлаждения, кипения, конденсации и др.

Теплообменные аппараты классифицируются по различным признакам. Например, по способу передачи тепла их можно разделить на две группы: поверхностные (рекуперативные и регенеративные) и смешения. Требования к промышленным теплообменным аппаратам в зависимости от конкретных условий применения весьма разнообразны. Основными требованиями являются: обеспечение наиболее высокого коэффициента теплопередачи при возможно меньшем гидравлическом сопротивлении; компактность и наименьший расход материалов, надежность и герметичность в сочетании с разборностью и доступностью поверхности теплообмена для механической очистки её от загрязнений; унификация узлов и деталей; технологичность механизированного изготовления широких рядов поверхностей теплообмена для различного диапазона рабочих температур, давлений и т. д.

При созданиях новых, более эффективных теплообменных аппаратов стремятся, во-первых, уменьшить удельные затраты материалов, труда, средств и затрачиваемый при работе энергии по сравнению с теми же показателями существующих теплообменников. Удельными затратами для теплообменных аппаратов называют затраты, отнесенные к тепловой производительности в заданных условиях, во-вторых, повысить интенсивность и эффективность работы аппарата. Интенсивностью процесса или удельной тепловой производительностью теплообменного аппарата называется количество теплоты, передаваемого в единицу времени через единицу поверхности теплообмена при заданном тепловом режиме.

Интенсивность процесса теплообмена характеризуется коэффициентом теплопередачи k. На интенсивность и эффективность влияют также форма поверхности теплообмена; эквивалентный диаметр и компоновка каналов, обеспечивающие оптимальные скорости движения сред; средний температурный напор; наличие турбулизирующих элементов в каналах; оребрение и т. д. Кроме конструктивных методов интенсификации процесса теплообмена существует режимные методы, связанные с изменением гидродинамических параметров и режима течения жидкости у поверхности теплообмена. Режимные методы включают: подвод колебаний к поверхности теплообмена, создание пульсации потоков, вдувание газа в поток либо отсос рабочей среды через пористую стенку, наложении электрических или магнитных полей на поток, предотвращения загрязнений поверхности теплообмена путем сильно турбулизации потока и т. д.

Постановка задачи

В вертикальном трубчатом теплообменном аппарате подогревается вода, массовым расходом m₂. Температура воды изменяется от t^`₂ до t^``₂ за счет теплоты конденсации сухого насыщенного водяного пара давлением P. Нагреваемая вода протекает внутри латунных трубок диаметром d₂/d₁. Ориентировочная высота трубок Н. Скорость движения воды W₂. Водяной пар подается в межтрубное пространство. Определить необходимую площадь поверхности нагрева, а также расход греющего водяного пара.

№ вариан-та

m₂,

кг/с

t^`₂,

⁰С

t^``₂,

⁰С

d₂ / d₁ ,

мм/мм

W₂,

м/с

кПа

19/17.5

1.2

143

3.2

Пояснительная записка

1. Количество передаваемой теплоты.

Рис. 1. Схема движения теплоносителей Рис. 2. Схематическое изображение

в теплообменном аппарате. теплопередачи в через одиночную трубку.

Рис. 3. Схема перепада температуры теплоносителей вдоль теплообменной поверхности парожидкостного теплообменного аппарата.

Определяем среднеарифметическую температуру воды:

t_ж2= 0.5

где t’_ж2 - температура воды на входе в подогреватель, °С;

(t`_ж2=30°С),

t”_ж2 - температура воды на выходе из подогревателя, °С,

(t``_ж2=80°С);

По таблице физических свойств воды находим основные параметры:

С_Рж2= 4176.5 кДж/(кг^.0С) - теплоемкость воды;

λ_ж2 =0.6535 Вт/(м^.0С) - коэффициент теплопроводности;

ρ_{ж2 =}985.65 кг/м³- плотность воды;

υ_ж2 =0.517 ^.10 ^–6м²/с - коэффициент кинематической вязкости;

Pr_ж2 = 3.26 - число Прандтля ;

Определяем количество теплоты, передаваемой паром воде:

4176 кВт, где

m_ж2 - массовый расход воды, ; (m_ж2=20

С_Рж2- теплоемкость воды, (С_Рж2=4,1765 ;

t’_ж2 - температура воды на входе в подогреватель, °С;

t”_ж2 - температура воды на выходе из подогревателя, °С,

Находим расход пара m_ж1. При заданном давлении пара Р = 143 кПа температура насыщения t_н= 108.5 ⁰ С. Теплота парообразования, определяемая по температуре насыщения пара - r_пар = 2253 кДж/кг;

где

Q - количество теплоты, передаваемой паром воде, кВт;

r_пар - теплота парообразования, определяемая по температуре насыщения

пара;

2. Коэффициент теплоотдачи к наружной поверхности трубки.

Для расчета коэффициента теплоотдачи к внешней поверхности трубки при конденсации пара необходимо знать температуру внешней поверхности стенки t_с1. Так как значение этой величины неизвестно, то расчет проводим методом последовательных приближений. За определяющую температуру принимаем t_н. Определяем среднелогарифмический температурный напор:

⁰С, где

t_н - температура насыщения, ⁰ С;

t’_ж2 - температура воды на входе в подогреватель, °С;

t”_ж2 - температура воды на выходе из подогревателя, °С;

В первом приближении задаемся:

По таблице физических свойств воды на линии насыщения определяем основные параметры при t_н= 108.5 ⁰ С:

λ_ж1 = 0.6845 Вт/(м^.0С) - коэффициент теплопроводности;

ρ_ж1= 952 кг/м³- плотность пленки конденсата ;

υ_ж1 = 0.275 ^.10 ^–6м²/с - коэффициент кинематической вязкости;

Pr_ж1 = 1.63 - число Прандтля ;

При температуре стенок в первом приближении t^I_c_1-2= 84 ⁰ С : Pr^I_с1 = Pr^I_с2= 2.1;

Приведенная длина трубки (комплекс Григуля при конденсации):

где t_н - температура насыщения, ⁰ С;

t^I_с1 - температура стенки в первом приближении, °С;

Н – высота трубок;

g -ускорение свободного падения;

υ_ж1 - коэффициент кинематической вязкости конденсата, м²/с ;

λ_ж1 - коэффициент теплопроводности конденсата, Вт/(м^.0С) ;

r_пар- теплота парообразования, определяемая по температуре насыщения пара, кДж/кг;

ρ_ж1- плотность пленки конденсата, кг/м³ ;

Так как комплекс Григуля Z = 4606 > 2300, то режим течения пленки конденсата смешанный.

Для смешанного режима течения пленки конденсата расчет производим за уравнением подобия:

Re^I_ж1 – безразмерный критерий Рейнольдса, характеризирующий отношение сил инерции к силам молекулярного трения и определяющий характер течения пленки конденсата;

Z – комплекс Григуля;

Pr_ж1- число Прандтля для пленки конденсата при температуре насыщения t_н= 108,5 ⁰С;

Pr^I_с1- число Прандтля для пленки конденсата при температуре стенки в первом приближении t^I_с =84 ⁰С;

Определяем коэффициент теплоотдачи пара к внешней поверхности трубки:

α^I₁ – коэффициент теплоотдачи, Вт/м^2.0С;

Re – число Рейнольдса;

r_пар- теплота парообразования, определяемая по температуре насыщения пара, кДж/кг;

ρ_ж1- плотность пленки конденсата, кг/м³ ;

υ_ж1 - коэффициент кинематической вязкости конденсата, м²/с ;

t_н - температура насыщения, ⁰ С;

t^I_с1 - температура стенки в первом приближении, °С;

Н – высота трубок;

3. Коэффициент теплоотдачи внутренней поверхности трубки.

Находим режим течения подогреваемой воды;

число Рейнольдса для гидродинамического течения жидкости внутри труб:

где

Re^I_ж2– безразмерный критерий Рейнольдса;

W₂– скорость движения нагреваемой воды, м/с;

d₁ – внутренний диаметр трубки, м;

υ_ж2 - коэффициент кинематической вязкости нагреваемой воды, м²/с;

Течение воды турбулентное;

Поправка на начальный термический участок стабилизации потока:

H/d₁= 3.2 / 0.0175 = 183 > 50 => E_L =1;

Безразмерный коэффициент теплоотдачи, характеризующий теплообмен на границе стенка – жидкость:

где

Nu^I_ж2 – безразмерный критерий Нуссельта, представляющий собой отношение величины плотности теплового потока, переданного в процессе теплоотдачи, к величине плотности теплового потока, переданного через слой толщиной L теплопроводностью;

Re_ж2 – безразмерный критерий Рейнольдса;

Pr_ж2- число Прандтля для нагреваемой воды при среднеарифметической температуре t_ж= 55 ⁰С;

Pr^I_с2- число Прандтля для воды при температуре стенки в первом приближении t^I_с =84 ⁰С;

E_L – поправка на начальный термический участок стабилизации потока;

Находим коэффициент теплоотдачи внутренней поверхности трубки к воде:

где

α^I₂ – коэффициент теплоотдачи, Вт/м^2.0С;

Nu^I_ж2 – безразмерный критерий Нуссельта;

λ_ж2 - коэффициент теплопроводности воды, Вт/(м^.0С) ;

d₁ – внутренний диаметр трубки, м;

4. Коэффициент теплопередачи.

Рассчитываем коэффициент теплопередачи. Так как для цилиндрической тонкостенной трубки выполняется условие соотношения

, то

расчет коэффициента теплопередачи производим по формуле плоской стенки:

; где

λ^I_с = 114.6 Вт/(м^.0С) в первом приближении для латуни при t^I_c₂= 84 ⁰ С ;

k^I – коэффициент теплопередачи, Вт/(м^2.0С) ;

α^I₁, α^I₂ – коэффициенты теплоотдачи, Вт/м^2.0С;

δ_c – толщина стенки трубки, м;

5. Площадь поверхности нагрева.

Средняя плотность теплового потока:

q^I = k^I ^.Δt = 3257 ^.49.3 ^.10^-3 =160.6 кВт/ м², где

q^I – плотность теплового потока, кВт/ м²;

k^I – коэффициент теплопередачи, Вт/(м^2.0С);

Δt – температурный напор;

Площадь поверхности нагрева в первом приближении:

F^I – площадь поверхности нагрева, м²;

Q - количество теплоты, кВт;

q^I – плотность теплового потока, кВт/ м²;

Выбор расчетного диаметра – так как α^I₁ < α^I₂, то d_p = d₁;

Рассчитываем количество трубок в теплообменном аппарате :

Количество трубок в одном ходе многоходового теплообменного аппарата соответственно определяем, как:

Количество ходов многоходового теплообменного аппарата будет равняться:

Примечание. Величины n, n₀, z_TOA округляем до целых.

Действительное количество ходов многоходового теплообменного аппарата и действительная длина трубок в одном ходе будут соответственно равняться:

Погрешность в определении действительной длины трубок составит:

Проверка исходных допущений.

H/d₁ = 3.307 / 0.0175 = 189 >> 50 - канал является условно длинным, следовательно исходная предпосылка верна – Е_L =1;

Производим расчеты для уточнения температур поверхностей теплообмена со стороны разных теплоносителей и погрешности вычислений:

Так как полученные значения величин H, t_c₁ не совпадают с принятыми, а t_c₂ превышает допустимую величину погрешности 5% для учебных задач в определении температуры стенки, производим повторный расчет, принимая Н=3.3 м, t_c₁= 83 ⁰ С , t_c₂= 78 ⁰ С .

При t_н= 108.5 ⁰ С физические свойства пленки конденсата следующие:

λ_ж1 =0.6845 Вт/(м^.0С);

ρ_ж1
=952 кг/м³; υ_ж1 =0.275 ^.10 ^–6м²/с;

Pr_ж1 = 1.63;

При t^II_c₁= 83 ⁰ С :

Pr^II_с1 = 2.13;

Приведенная длина трубки:

Для смешанного режима течения пленки конденсата расчет производим за уравнением подобия:

Определяем коэффициент теплоотдачи пара к внешней поверхности трубки:

Находим режим течения подогреваемой воды;

число Рейнольдса для гидродинамического течения жидкости внутри труб:

Течение воды турбулентное;

Поправка на начальный участок:

H/d₁= 26 / 0.0175 = 1485 > 50 => E_L =1;

При t^II_c₂= 77 ⁰ С :

Pr^II_с2 = 2.31;

Находим коэффициент теплоотдачи внутренней поверхности трубки к воде:

Рассчитываем коэффициент теплопередачи, где λ^II_с = 114 Вт/(м^.0С) во втором приближении для латуни при t_c= 0.5(t^II_c₁ +t^II_c₂) =0.5^.(83 +78) = 80,5 ⁰ С .

;

Средняя плотность теплового потока:

q^II= k^II ^.Δt = 3233 ^.49.3 ^.10^-3 =159.4 кВт/ м²;

Площадь поверхности нагрева во втором приближении:

Выбор расчетного диаметра – так как α^I₁ < α^I₂, то d_p = d₁;

Рассчитываем количество трубок в теплообменном аппарате :

Количество трубок в одном ходе многоходового теплообменного аппарата :

Количество ходов многоходового теплообменного аппарата будет равняться:

Действительное количество трубок и действительная длина трубок в одном ходе :

Погрешность в определении действительной длины трубок:

Уточняем температуры поверхностей трубки:

Температура поверхностей стенок трубок во втором приближении:

t_c₁ = 83.3 ⁰C и t_c₂ = 78 ⁰C. Совпадение полученных значений с ранее принятыми лежит в пределах точности расчета и, таким образом, окончательно принимаем площадь поверхности нагрева F = 26.2 м²и расход греющего водяного пара m =1.853 кг/с.

Вывод

Таким образом, произведен проектный тепловой расчет рекуперативного пароводяного теплообменного аппарата с тепловой нагрузкой 4.176 МВт. Теплообменник противоточный, двухходовой, односекционный. Определенная поверхность теплообмена F = 26.2 м², длина 3.35 м, количество труб – 143. Расход греющего водяного пара - 1.853 кг/с.

Рис. 4. Схема движения теплоносителей в односекционном

двухходовом теплообменном аппарате

Список используемой литературы

1. Беляев Н.М. Основы теплопередачи.

2. Краснощеков Е. А., Сукомел А.С. Задачник по теплопередаче.

3. Лыков А. В. Теория теплопроводности.