Расчет теплообменных аппаратов

31.01.2019

Тепловой расчет теплообменника заключается в определении площади теплопередающей поверхности теплообменника по формуле:

т.е. в предварительном определении величин Q, K, t cp . Для этих расчетов необходимо определить физические параметры теплоносителей. Для воды физическими параметрами будут: теплоемкость, коэффициент теплопроводности, плотность, коэффициент вязкости; для пара – удельная теплота парообразования. Для определения физических параметров часто используют метод интерполяции.

Тепловую нагрузку аппарата и расход горячего теплоносителя определяем из уравнения теплового баланса при нагреве холодного теплоносителя при конденсации водяного насыщенного пара:
Q пр = D × r;
Q расх = 1,05 × G × с(t 2 - t 1)
где D – расход греющего пара, кг/с; r – теплота парообразования (конденсации), Дж/кг; 1,05 – коэффициент учитывающий потери тепла в размере 5%; G = V × r – массовый расход воды, кг/с; V – объемный расход воды, м 3 /с; r – плотность воды, кг/м 3 ; t 1 , t 2 – начальная и конечная температура воды, 0 С; с – средняя удельная теплоемкость воды, Дж/(кг×К).

Среднюю разность температур, будем определять так же, как при противотоке, а затем вводить поправку в виде коэффициента e, т.е. Δt ср = e × Δt против. В случае конденсации пара на трубах расчет будет одинаков как для прямотока, так и для противотока, а значение коэффициента e можно принять равным 1. Для определения Δt ср находим Δt max , Δt min , их отношение и Δt ср по среднеарифметической или по среднелогарифмической формулам.

В отдельных материалах Вы найдете:

Если сравнить эти простейшие тепловые расчеты двух теплообменных аппаратов различных типов, но одинаковой тепловой производительности, то становится очевидно, что коэффициент теплопередачи за счет более значительной турбулизации потоков у пластинчатого теплообменника практически в несколько раз выше нежели у теплообменника кожухотрубного. Площадь теплообмена, необходимая для придания теплоносителям заданных параметров тоже в разы ниже у теплообменника пластинчатого типа. При этом конструктивные размеры у полученного кожухотрубного теплообменника существенно превосходят габариты пластинчатого теплообменника, что, опять же, свидетельствует не в пользу теплообменников кожухотрубных.

Специалисты компании Астера всегда помогут осуществить бесплатный расчет пластинчатого теплообменника и подскажут стоимость его заказа. Избавив Вас при этом от лишних хлопот с расчетами. Обратиться к ним за помощью можно воспользовавшись специальным сервисом для .

Различают проектный и поверочный расчеты процессов теплообмена. Задачей проектного расчета является определение размеров и режима работы теплообменника, необходимого для подвода или отвода заданного количества теплоты к тому или иному теплоносителю. Цель поверочного расчета – определение количества теплоты, которое может быть передано в конкретном теплообменнике при заданных условиях его работы. В обоих случаях расчет основывается на использовании уравнений теплового баланса и теплопередачи.

При проектном расчете известны или заданы количество нагреваемого или охлаждаемого вещества и его параметры на входе в теплообменник и на выходе из него. При этом определяют необходимую поверхность теплообменника, расход горячего или холодного теплоносителя, геометрические размеры теплообменника заданной конструкции и его гидравлическое сопротивление. В заключение на основе проведенных расчетов подбирают стандартный или нормализованный теплообменник определенной конструкции. Выбранная конструкция по возможности должна быть оптимальной, т.е. сочетать интенсивный теплообмен с низкой стоимостью и простотой в эксплуатации.

Поверочный расчет выполняют, чтобы определить, можно ли использовать имеющийся теплообменник для тех или иных целей, определяемых технологическими требованиями.

Проектный расчет рекуперативных теплообменников

До проведения расчета рекуперативных теплообменников производят выбор пространства для движения теплоносителя с целью улучшения условий теплоотдачи со стороны теплоносителя с большим термическим сопротивлением. Для этого жидкость, обладающую большой вязкостью или расход которой меньше, рекомендуется направлять в то пространство, где скорость ее может быть выше. Теплоносители, содержащие загрязнения, направляютв пространства, поверхности которых легче могут быть очищены от отложений. Выбор пространства должен учитывать также потери тепла в окружающую среду.

Предварительно выбирают и направление взаимного движения теплоносителей, учитывая преимущество противотока при теплообмене без изменения агрегатного состояния теплоносителей, а также целесообразность совпадения направлений вынужденного и свободного движения теплоносителя.

Очень важен правильный выбор оптимальных скоростей движения теплоносителей, так как это имеет решающее значение при конструировании и эксплуатации теплообменника. С увеличением скорости потоков увеличивается коэффициент теплопередачи

, а следовательно, уменьшается необходимая поверхность теплопередачи

, что в свою очередь ведет к уменьшению габаритных размеров теплообменника и его стоимости. Кроме того, с увеличением скорости уменьшается возможность образования отложений на поверхности теплообмена. Однако при чрезмерном повышении скорости движения потока увеличивается гидравлическое сопротивление теплообменника, что приводит к вибрации труб и гидравлическим ударам. Оптимальная скорость определяется из условий достижения желаемой степени турбулентности потока. Обычно стремятся, чтобы скорость потока в трубах соответствовала критерию

. В связи с этим рекомендуются следующие оптимальные скорости движения

(м/с): воды и жидкостей с умеренной вязкостью –

; вязких жидкостей –

; воздуха и газов при умеренном давлении –

; насыщенного пара под давлением –

; насыщенного пара под вакуумом –

. Наиболее желателен выбор оптимальной скорости на основе технико-экономического расчета.

Полный расчет теплообменника включает тепловой, конструктивный и гидравлический расчеты.

Тепловой расчет. Тепловой расчет проектируемых теплообменников производят в следующей последовательности:

– рассчитывают тепловую нагрузку и расход теплоносителей;

– рассчитывают средний температурный напор и средние температуры теплоносителей;

– рассчитывают коэффициент теплопередачи и поверхность теплообмена.

Наиболее прост расчет при постоянных температурах теплоносителей по длине теплообменника. В этом случае физические свойства теплоносителей и разность температур постоянны и расчет сводится к определению коэффициента теплопередачи. Близкие к этим условиям наблюдаются в обогреваемых конденсирующимся паром кипятильниках. В общем случае температуры теплоносителей изменяются по длине теплообменника. Взаимосвязь изменений температур теплоносителей определяется условиями теплового баланса, который для бесконечно малого элемента теплообменника имеет вид:

где ,и,– расходы и теплоемкости теплоносителей, аи– их температуры в произвольном сечении аппарата.

Уравнение теплового баланса для всего аппарата без учета потерь тепла получают путем интегрирования последнего уравнения:

где и,и– начальные и конечные температуры теплоносителей;– тепловая нагрузка.

Расходы теплоносителей при теплообмене без изменения агрегатного состояния на основании теплового баланса:

;

При изменении агрегатного состояния теплоносителя уравнение теплового баланса может иметь различную форму в соответствии с условиями протекания процесса. Например, при конденсации пара

(

– расход пара;и

– энтальпии пара и конденсата).

Изменение энтальпии

где

и

–средние удельные теплоемкости перегретого пара и конденсата;

и

– температуры перегретого и насыщенного пара.

Если неизвестна конечная температура одного из теплоносителей, то ее определяют из теплового баланса. Когда же неизвестны конечные температуры обоих теплоносителей, то для их определения используют общий прием – метод последовательных приближений. Этот метод основан на том, что вначале принимаются определенные решения относительно конструкции аппарата и неизвестных технологических параметров, затем путем пересчета проверяется правильность этого выбора, принимаются уточненные значения указанных параметров и расчет повторяется до получения результатов с желаемой степенью точности. При этом следует принять во внимание, что разность температур между теплоносителями на конце теплообменника должна быть не менее 10–20 °С для жидкостных подогревателей и 5–7 °С для паро-жидкостных подогревателей.

Определение среднего температурного напора

производится с учетом характера изменения температур вдоль поверхности теплообмена

. При противотоке, а также при постоянной температуре одного из теплоносителей среднюю разность температур определяют как среднелогарифмическую из большей и меньшей разности температур теплоносителей на концах теплообменника:

или при

.

При всех других схемах течения среднюю разность температур находят по этим же уравнениям, но с введением поправочного коэффициента (см. раздел 7.7.3).

Среднюю температуру теплоносителя с меньшим перепадом температур по длине аппарата рекомендуется рассчитывать как среднеарифметическую, а среднюю температуру другого теплоносителя находят по известной величине

, пользуясь соотношением

где

и

– средние температуры теплоносителей.

Дальнейшей задачей расчета является нахождение коэффициента теплопередачи

. Если теплопередача происходит через плоскую стенку или тонкую цилиндрическую, то

Для расчета

необходимо предварительно вычислить коэффициенты теплоотдачиипо обе стороны теплопередающей стенки, а также термическое сопротивление стенки

, которое включает помимо термического сопротивления самой стенки еще и термическиесопротивления загрязнений с обеих ее сторон. Термические сопротивления стенки и слоев загрязнений находят в зависимости от их толщины и коэффициентов теплопроводности материала стенки и загрязнений. Коэффициенты теплоотдачи рассчитывают в зависимости от условий теплоотдачи по одному из уравнений, приведенных в разделе 7.6.

Учитывая многообразие гофрированных поверхностей в пластинчатых теплообменниках, Л.Л. Товажнянским и П.А. Капустенко предложена зависимость для расчета коэффициента теплоотдачи, учитывающая угол наклона гофр по отношению к направлению потока рабочей среды:

где – угол наклона гофр.

Это уравнение справедливо в пределах

.

Для расчета теплоотдачи в каналах, образуемых пластинами типа 0,3р, 0,6р и 1,0(см. табл. 8.1), уравнение (8.20) может быть представлено в виде:

при

; (8.21)

при

. (8.22)

где–коэффициент гидравлического сопротивления щелевидного канала;– коэффициент гидравлического сопротивления гладкой трубы.

При конденсации быстродвижущегося пара (Re> 300) в каналах сетчато-поточного типа Л.Л. Товажнянский и П.А. Капустенко, используя модель движения дисперсно-кольцевого типа, получили следующую зависимость:

где Nu – критерий Нуссельта для пленки конденсата; Re ж – критерий Рейнольдса, рассчитанный по полному расходу парожидкостной смеси и вязкости жидкой фазы;

– плотности жидкости и пара соответственно;

– критерий Прандтля для жидкой фазы.

Поскольку коэффициенты теплоотдачи являются функциями скоростей движения, то, чтобы найти их, необходимо знать площади поперечного сечения каналов, по которым движутся теплоносители (расходы известны). Это требует предварительно задаться конструкцией и размерами теплообменника. Помимо этого, для вычисления коэффициента теплоотдачи часто необходимо знать температуру стенкиили удельную тепловую нагрузку, значения которых, в свою очередь, зависят от определяемой величины. В таких случаях коэффициенты теплоотдачи рассчитывают методом последовательных приближений: величинамиизадаются и после определения величины коэффициента теплопередачи

проверяют. Для упрощения расчета можно воспользоваться графоаналитическим методом, при котором ведут два параллельных расчета для двух выбранных значенийсо стороны одного из теплоносителей.

Так, например, если коэффициенты теплоотдачи изависят от температуры стенки

, то, задавшись двумя значениями

и

, вычисляют соответствующие значенияии удельные тепловые нагрузкии:

;

где – средняя температура теплоносителя.

По величине термического сопротивления стенки

рассчитывают температуру стенки со стороны другого теплоносителя:

и определяют и, а такжеи:

(– средняя температура второго теплоносителя).

Рисунок 8.34 – Зависимость q 1 иq 2 от значенийt ст1

Затем строят график зависимости

от принятых значений

(рис. 8.34). По точке пересечения линий, соединяющих тепловые нагрузки при различных значениях

, определяют истинные температуру стенки

и тепловую нагрузку

Тогда коэффициент теплопередачи

.

Величина поверхности теплообмена из общего уравнения теплопередачи

, либо

.

Особенности теплового расчета холодильников и конденсаторов . Расчет холодильников-конденсаторов имеет свои особенности, обусловленные характером изменения температур и коэффициентов теплопередачи вдоль поверхности теплопередачи.

На рис. 8.35 показано примерное распределение температур в конденсаторе-холодильнике, в который поступают пары в перегретом состоянии.

В данном случае можно выделить три зоны: I – охлаждение паров до температуры насыщения; II – конденсация паров и III – охлаждение конденсата. В первой зоне пары охлаждаются от температуры до

и переходят в насыщенное состояние. Коэффициент теплопередачи для этой зоны имеет меньшую величину, чем в зоне II, где происходит конденсация паров. В зоне III коэффициент теплопередачи имеет промежуточное значение.

Рисунок 8.35 – Профиль температур в конденсаторе-холодильнике

Тепловой баланс по зонам при условии полной конденсации насыщенного пара в количестве

где и

– энтальпия перегретого и насыщенного пара соответственно;–удельная теплоемкость пара;

– удельная теплота парообразования;

здесь

и– удельная теплоемкость и температура конденсата.

Температуры охлаждающего агента (воды)

в начале и конце зоны II определяют из уравнений теплового баланса

;

(– удельная теплоемкость охлаждающего агента).

Общий расход охлаждающего агента

Для каждой зоны по известным уравнениям рассчитывают среднюю разность температур

и коэффициент теплопередачи

.

Тогда поверхности теплообмена зон:

;

;

.

Конструктивный расчет . Задачей конструктивного расчета теплообменных аппаратов является определение основных размеров аппаратов и выбор их общей компоновки. Исходными данными для конструктивного расчета являются результаты теплового расчета: расходы теплоносителей, скорости их движения, начальные и конечные температуры, поверхность теплообмена.

Для трубчатых аппаратов конструктивный расчет сводится к определению числа или длины труб, размещению их в трубной решетке (с учетом числа ходов) и нахождению диаметра и высоты аппарата. Расчету подлежат также диаметры патрубков штуцеров теплообменника.

Общее число труб теплообменника при их среднем диаметре

и принятой длинеопределяют по поверхности теплообмена

При заданном расходе жидкостии принятой скорости ее движения

по трубам с внутренним диаметромчисло труб одного хода

Число ходов в трубном пространстве теплообменника

Внутренний диаметр кожуха теплообменника

определяется числом трубок, размещаемых в трубной решетке. Отверстия для труб в трубных решетках размещают равномерно по всему сечению. Такое размещение сравнительно легко осуществляется в одноходовом теплообменнике. В многоходовых теплообменниках, имеющих перегородки, размещение труб производят обычно графическим путем. По геометрической конфигурации различают размещение трубок по вершинам правильных многоугольников и по концентрическим окружностям.

При размещении труб шаг принимают в зависимости от их наружного диаметра, при закреплении труб развальцовкой

, а при закреплении их сваркой

. Общее число труб, которое можно разместить на трубной доске по вершинам равносторонних треугольников в пределах вписанного в круг шестиугольника,

где – число труб, размещающихся на диаметре трубной решетки:

(

– расчетная поверхность теплопередачи;– шаг труб;– поверхность 1 м трубы принятого диаметра;– отношение высотыили длинырабочей части теплообменника к его диаметру).

Диаметр трубной решетки или внутренний диаметр кожуха теплообменника

Рабочая длина одной трубы

, или

.

Полная высота теплообменника

где –толщина трубной решетки (для стальных труб

мм, для медных труб

мм);– высота камеры (крышки),

м.

Змеевики располагают в аппаратах таким образом, чтобы они по всей высоте находились в жидкости и со всех сторон не доходили до стенок аппарата на 0,25 – 0,4 м.

При известном внутреннем диаметре аппарата

диаметр витка змеевикасоставит

Общая длина труб змеевика

Длина одного витка змеевика

Число витков змеевика определяют из зависимости

где – расстояние между витками по вертикали,

.

Для пластинчатых теплообменников при конструктивном расчете определяют: размеры пластин и число каналов в одном пакете, число пластин в каждом пакете и число пакетов в аппарате, общее число пластин и основные размеры аппарата.

Число параллельных каналов в пакете для каждой среды

где – площадь поперечного сечения пакета,

(– объемный расход теплоносителя,

– его скорость);– площадь сечения одного межпластинчатого канала.

Полученное значение

округляют до целого.

Число пластин в пакете

В крайних пакетах, соприкасающихся с плитами, общее число пластин на одну больше (концевую):

Поверхность теплопередачи одного пакета

где – поверхность теплопередачи одной пластины.

Число пакетов (ходов) в теплообменнике

(

–рабочая поверхность аппарата, найденная при тепловом расчете).

Если величина получается дробной, то ее округляют до целого числа и корректируют соответственно поверхность всего аппарата:

Общее число пластин в аппарате (секции)

Гидравлический расчет теплообменников . Целью гидравлического расчета является определение сопротивления, создаваемого теплообменником, и мощности, необходимой для перемещения через него жидкости.

Гидравлическое сопротивление теплообменника

складывается из потерей давления на преодоление трения

и потери давления

, расходуемого на преодоление местных сопротивлений

Для кожухотрубчатых теплообменников полное гидравлическое сопротивление трубного пространства

где – коэффициент внешнего трения (см. раздел 1.3.4);– общая длина пути потока в трубах;

– скорость потока в трубах;– плотность потока при его средней температуре;– коэффициент местного сопротивления.

Гидравлическое сопротивление межтрубного пространства

Здесь

–средняя скорость движения теплоносителя в межтрубном пространстве;– его плотность при средней температуре;–коэффициент сопротивления для межтрубного пространства (для теплообменников с длиной труб 6 м величина

; при длине труб 3 и 9 м принимают поправочные коэффициенты 0,5 и 1,5 соответственно).

Гидравлическое сопротивление многопакетного пластинчатого теплообменного аппарата при одинаковом числе каналов во всех пакетах

где – коэффициент общего гидравлического сопротивления единицы относительной длины межпластинчатого канала;

и– эквивалентный диаметр и приведенная длина одного межпластинного канала,

(– рабочая поверхность теплообмена одной пластины;– ширина рабочей части пластины);– плотность теплоносителя при его средней температуре;

– его скорость в межпластинном канале;– число последовательно включенных каналов или число пакетов в секции для данной рабочей среды;– общее число пластин в секции (аппарате);– зазор между пластинами;– объемная производительность аппарата.

При турбулентном течении (10 3

где– угол наклона гофра;– угол при вершине гофра.

Для пластин типа 0,3р, 0,6р и 1,0(см. табл. 8.1):

при

; (8.26)

при

. (8.27)

Значения коэффициентов A иB в уравнениях (8.26) и (8.27) приведены в таблице 8.2.

Таблица 8.2 – Значения коэффициентов A иB в уравнениях (8.26) и (8.27)

Между теплопередачей и потерей давления существует тесная физическая и экономическая связь, обусловленная скоростью движения теплоносителей. Чем больше скорости теплоносителей, тем выше коэффициент теплопередачи и тем компактнее для данной тепловой нагрузки теплообменный аппарат, а следовательно, меньше капитальные затраты. Но при этом растет гидравлическое сопротивление потоку и возрастают эксплуатационные расходы. Поэтому скорость теплоносителя выбирается в некоторых оптимальных пределах, определяемых, с одной стороны, стоимостью поверхности теплообмена аппарата данной конструкции, а с другой – стоимостью затрачиваемой энергии при эксплуатации аппарата.

Расчет теплообменника При расчете тепловых балансов необходимо знать удельные

Величины теплоемкости, энтальпии (теплосодержание), теплоты фазовых или химических превращений. Удельная теплоемкость - это количество тепла, необходимого для нагревания (или охлаждения) 1 кг вещества на 1 градус (дж/кг град). Теплоемкость характеризует способность тела аккумулировать тепло. Так как теплоемкость зависит от температуры, то различают истинную теплоемкость при данной температуре с и среднюю теплоемкость в некотором интервале температур (2.1) где Q - количество тепла, сообщаемого единице количества вещества при изменении температуры от . В практике тепловых расчетов, как правило, приходится пользоваться средними теплоемкостями. Удельная энтальпия i (если все расчеты вести от 0 С) определяется количеством тепла, которое необходимо для нагревания 1 кг вещества от 0 С до данной температуры, энтальпия i измеряется в Дж/кг, в технической системе ккал/кг. (2.2) Удельная теплота фазовых или химических превращений r - это количество тепла, которое выделяется (или поглащается) при изменении агрегатного состояния или химическом превращении единицы массы вещества. Она измеряется Дж/кг, а в технической системе ккал/кг. «Внутренний» метод составления теплового баланса (с использование величин теплоемкостей). В непрерывно действующем теплообменнике

Рис. 2.1

(Рис. 2.1) осуществляется теплообмен между двумя текучими средами, разделенными теплопередающей перегородкой. Если в процессе теплообменна не происходит добавочного выделения или поглощения теплоты в результате фазовых или химических превращений и нет тепловых потерь в окружающую среду, то количество тепла, переходящего от первой среды ко второй в единицу времени - тепловой поток, или тепловая нагрузка, - равно: (2.3) Если процесс теплообмена происходит, в первой среде, фазовые или химические превращения (испарения жидкости, конденсация пара, плавление, химические реакции, и т.п.), то уравнение теплового баланса имеет следующий вид: (2.4) «Внешний» метод составления теплового баланса (с использованием величин удельных энтальпий). Тепловой баланс составляется исходя из того, что количество тепла Q1, поступающего в аппарат за 1 час с входящими средами, равно количеству тепла, уходящего со средами из аппарата за то же время, (2.5) где - энтальпии веществ, соответственно входящих в аппарат и выходящих из него. В отличие от внутреннего метода составления теплового баланса, где рассматривается перераспределение тепла между теплообменивающимися средами в самом аппарате, в данном методе тепловой баланс составляется как бы по внешним показателям: до аппарата и после аппарат. Из уравнения (2.5) можно определить количество тепла Q, переданного от одной среды к другой, как разность энтальпий (2.6) При наличии фазовых или химических превращений в теплообменнике количество тепла, переданного от одной среды к другой, (2.7) где - энтальпия продуктов превращения при температуре выхода из аппарата . Кинетика теплопередачи. Различают три вида (механизма) теплопередачи: теплопроводность, конвекция и излучение. Передача тепла теплопроводностью. Под теплопроводностью понимают переход тепловой энергии в среде без массовых ее движений относительно направления теплоперехода. Здесь тепло передается как энергия упругих колебаний атомов и молекул около их среднего положения. Эта энергия переходит к соседним атомам и молекулам в направлении ее уменьшения, т.е. уменьшения температуры. Закон Фурье. Передача тепла теплопроводностью описывается законом Фурье, согласно которому количество тепла , проходящее за время через поверхность dF , нормальную к направлению теплоперехода, равно: (2.8) где - коэффициент пропорциональности, называемый коэффициентом теплоппроводности или теплопроводностью; - градиент температуры, т.е. изменение температуры на единицу длины в направлении теплопередачи. Коэффициент теплопроводности. Он определяет скорость передачи тепла, т.е. количество тепла, проходящего в единицу времени через единицу поверхности тела при длине его в направлении теплопередачи, равной единице и разности температур 1 град. Наибольшее значение имеют металлы - от нескольких десятков до нескольких сотен вт/(м град) . Значительно меньшие коэффициенты теплопроводности имеют твердые тела - не металлы. Теплопроводность жидкостей меньше теплопроводности большинства твердых тел. Для них колеблется в пределах десятых долей вт/(м град) . Коэффициенты теплопроводности еще меньше. Передача тепла теплопроводностью через стенку. Количество передаваемого тепла за 1 час через плоскую стену можно подсчитать по уравнению Фурье как количество тепла, проходящего через плоскость бесконечно малой толщины dx внутри стенки: (2.9) Проинтегрировав изменение температуры по всей толщине стенки получим (2.10) Из интегрального выражения видно, что температура t внутри плоской стенки падает по толщине стенки в направлении теплоперехода по закону прямой линии.

Рис 2.2

Передача тепла конвекцией. Конвекционная теплопередача - это перенос тепла объемами среды путем взаимного их перемещения в направлении теплопередачи. Переход тепла от среды к стенке или от стенки к среде называется теплоотдачей. Количество передаваемого тепла определяется законом Ньютона: (2.11) где - коэффициент теплоотдачи . Коэффициент теплоотдачи при турбулентном движении среды. Среда, имеющая турбулентный характер движения и температуру t1 в основном ядре потока, протекая вдоль стенки с температурой передает ей свое тепло (Рис. 2.2). У стенки всегда существует тонкий пограничный слой, где имеет место ламинарное течение. Вэтом ламинарном слое сосредоточено основное сопротивление передачи тепла. Согласно закону Фурье: (2.12) Сравнивая уравнения (2.11) и (2.12), видим, что (2.13) Величину называют толщиной приведенного слоя. Величина зависит от следующих основных факторов: 1) физических свойств текучей среды: теплопроводности, теплоемкости, вязкости, плотности 2) гидравлических условий омывания жидкостью или газом тепловоспринимающей (или теплоотдающей) поверхности: скорости и направления текучей среды относительно этой поверхности 3) пространственных условий, ограничивающих поток: диаметр, длина, форма и шероховатость поверхности. Таким образом коэффициент теплоотдачи является функцией многих величин: . Функциональная связь между критериями подобия, характеризующими теплоотдачу при турбулентном движении потока в прямых, гладких и длинных трубах, выведена методом анализа размерностей. (2.14) или коротко (2.15) где А, а и е - некоторые численные величины. Безразмерные комплексы имею наименования: - критерий Нуссельта, включающий в себя искомую величину коэффициента теплоотдачи (Нуссельт впервые применил теорию подобия для решения вопросов теплообмена); - критерий Рейнольдса, определяющий гидравлическую характеристику потока: - критерий Прандтля, характеризующий физические свойства среды. Определение А, а и е производится на основе экспериментальных исследований. Коэффициент теплоотдачи. Наиболее часто в химической технологии встречается передача тепла от одной текучей среды к другой через разделяющую их стенку. Передача тепла от одной среды к другой складывается из трех стадий, и для установившегося процесса тепловой поток в направлении теплоперехода остается постоянным. Тепловой поток от первой среды к стенке (2.16) через стенку (2.17) от стенки ко второй среде (2.18) Совместное решение уравнений (2.16, 2.17, 2.18) дает: (2.19) В уравнении (2.19) величина (2.20) называется коэффициентом теплопередачи . В системе СИ имеет размерность . Средняя разность температур. В основу расчетов требуемой поверхности теплообмена F для передачи заданного тепловым балансом количества тепла в единицу времени Q положено уравнение (2.19). В подавляющем большинстве случаев температуры сред в процессе теплопередачи будут изменяться в результате происходящего теплообмена, а следовательно, будет изменяться и разность температур вдоль поверхности теплообмена. Поэтому рассчитывают среднюю разность температур по длине аппарата , но так как это изменение не линейно то рассчитываю логарифмическую разность температур. ; (2.21) Это доказано математическими выкладками. При противотоке всегда требуется меньшая теплопередающая поверхность, чем при прямотоке, для передачи равного количества тепла в одинаковых условиях начальных и конечных температур сред. В случае смешивания тока в одном ходу теплообменника среды движется противотоком, а в другом прямотоком. В этих случаях среднюю разность температур определяют из соотношения (2.22) где - средняя логарифмическая разность температур при противотоке; - поправочный коэффициент, который всегда меньше единицы. Кожухотрубные теплообменники. Кожухотрубный теплообменник является наиболее распространенным аппаратом в следствии компактного размещения большой теплопередающей поверхности в единице объема аппарата. Поверхность теплообмена в нем образуется пучком параллельно расположенных трубок концы которых закреплены в двух трубных досках (решетках). Трубки заключены в цилиндрический кожух, приваренный к трубным доскам или соединенный с ними фланцами. К трубным решеткам крепятся на болтах распределительные головки (днища), что позволяет легко снять их и произвести чистку трубок или в случае необходимости заменить новыми. Для подачи и отвода теплообменивающихся сред в аппарате имеются штуцера. В целях предупреждения смешения сред трубки закрепляются в решетах чаще всего развальцовкой, сваркой или реже для предупреждения термических напряжений с помощью сальников. Преимущества проведения процессов теплообмена по принципу противотока, что обычно и выполняется в кожухотрубных теплообменных аппаратах. При этом охлаждаемую среду можно направить сверху вниз, а нагреваемую на встречу ей, или наоборот. Выбор, какую среду направить в межтрубное пространство и какую внутрь трубок, решается сопоставлением ряда условий: n среду с наименьшим значением следует направлять в трубки для увеличения скорости ее движения, а следовательно, и для увеличения ее коэффициента теплоотдачи; n внутреннюю поверхность трубок легче чистить от загрязнений, поэтому теплоноситель, который может загрязнять теплопередающую поверхность, следует направлять в трубки; n среду под высоким давлением целесообразно направлять в трубки, опасность разрыва которых меньше по сравнению с кожухом; n среду с очень высокой или наоборот с низкой температурой лучше подавать в трубки для уменьшения потерь тепла в окружающую среду. Работу кожухотрубных теплообменников можно интенсифицировать, применяя трубы малого диаметра. Необходимо иметь в виду, что при уменьшении диаметра труб увеличивается гидравлическое сопротивление теплообменника. Наиболее простой путь обеспечения высоких скоростей состоит в устройстве многоходовых теплообменников. Число ходов в трубном пространстве может доходить до 8 - 12. При этом часто не удается сохранить принцип противотока. Наличие смешанного тока буден несколько снижать движущую силу процесса теплопередачи, что соответственно снизит эффективность работы. С помощью перегородок увеличивается скорость движения той среды, у которой меньше значение коэффициента теплоотдачи. Следует иметь в виду, что в длинных, особенно в многоходовых, теплообменниках уменьшается смешение поступающей среды со всем ее количеством, находящемся в аппарате, и этим предупреждается возможное дополнительное уменьшение средней разности температур. В кожухотрубных теплообменниках при большой разности температур между средами возникают значительные термические напряжения, особенно в момент пуска или остановки аппарата, вызванные различным удлинением трубок и кожуха под воздействием различных температур. Во избежание возникновения таких напряжений используются следующие меры: 1. Установка в корпусе аппарата линзового компрессора. 2. Установка в теплообменнике только одной трубной решетки, в которой закреплены трубки U - образной формы. 3. Устройство теплообменников с «плавающей головкой». 4. Закрепление трубок в одной из трубных решеток с помощью сальников. 5. Сальниковое соединение трубной решетки с кожухом. Теплообменники типа «труба в трубе». Теплообменники этого типа смонтированы из труб, каждая из которых окружена трубой несколько большего диаметра. Одна среда течет по внутренней трубе, другая - по кольцевому каналу. Внутренние трубы соединены последовательно «калачами», а наружные - патрубками. При необходимости получить большую поверхность теплопередачи возможно не только последовательное, но и параллельное и комбинированное соединение таких секций с помощью коллекторов. В теплообменнике типа «труба в трубе» соответствующим подбором диаметров труб для обеих теплообменивающих сред можно назначить любую скорость, а следовательно получить соответственно высокие значения величин . Недостатком таких теплообменников является большой расход металла на единицу тепло передающей поверхности вследствие затрат на бесполезные для теплообмена внешние трубы, что приводит к значительному увеличению стоимости аппарата. Этот недостаток становится менее ощутимым, если внешние трубы изготовлены из обычной углеродистой стали, а внутренние - из дорогостоящего материала в условиях агрессивных сред. Теплообменники типа «труба в трубе» особенно широко применяются тогда, когда среды подаются под высоким давлением (десятков и сотен атмосфер). Теплоотдача от конденсирующегося пара. Одним из наиболее часто применяемых в химической промышленности методов нагревания является обогрев конденсирующимся водяным паром. Достоинства такого обогрева следующие: 1. Пар обладает большим теплосодержанием, обусловленным теплотой конденсации. 2. Есть возможность применения мятого пара после турбин, который еще не потерял свою теплоту конденсации. 3. Коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося пара имеет большую величину. 4. Конденсирующийся пар обеспечивает равномерность и точность обогрева, легко регулируемого изменением давления. Коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося пара. Различают два механизма конденсации пара на тепловоспринимающей стенке: пленочный на смачиваемой поверхности и капельный на не смачиваемой конденсатом стенки. При ламинарном режиме коэффициент теплоотдачи можно определить через утолщающуюся пленку конденсата, стекающего под действием силы тяжести, тепло предается теплопроводностью. При конденсации пара на поверхности вертикальных труб (2.23) где - разность между температурами конденсации пара и стенки ; r - теплота конденсации, дж/кг ; - коэффициент теплопроводности конденсата, ; - плотность конденсата, ; - вязкость конденсата, ; H - высота вертикальной трубы или стенки, м . В уравнении (2.23) отображается физическая сущность явления. При расчете этого уравнения получается заниженный результат, так как не учитывается волнообразное движение пленки конденсата. Экспериментальные данные показывают, что более точные результату дает уравнение (2.24) Также на величину коэффициента теплоотдачи влияют в различной степени следующие факторы: n изменение величин и H (турбулентный режим стекания пленки); n изменение скорости движения пара и его направления; n изменение расположения теплопередающей поверхности (при горизонтальном расположении условия теплообмена ухудшаются); n изменение состояния поверхности и характера конденсации; n влияние перегрева пара; n влияние примесей конденсирующихся газов. 3.Материальные и тепловые расчеты 3.1. Общая часть. 1. Определим расход теплоты и расход воды. Примем индекс «1» для горячего теплоносителя (бензол + толуол), индекс «2» - для холодного теплоносителя (вода). Предварительно найдем среднюю температуру воды: t2 = 0,5 (10 + 25) = 17,5 С; среднюю температуру смеси бензол-толуол: = 31 + 17,5 = 48,5 С; (3.1) где - средняя разность температур, равная при потоке теплоносителей 31 С. +80,5 25 С; +25 10 С; ; = 31 С; (3.2) Без учета потерь тепла расход теплоты: Вт; (3.3) расход воды аналогично (3.3) выразив через расход: кг/с; (3.4) где =1927 Дж/(кг К) и =4190 Дж/(кг К) - удельные теплоемкости смеси и воды при их средних температурах =48,5 С и =17,5 С . Объемные расходы смеси и воды: (3.5) (3.6) где и - плотность смеси берем как для чистого бензола, так как содержание толуола не велико и изменение плотности очень не значительное и воды . 3.2. Наметим варианты теплообменных аппаратов. Для этого определим ориентировочно значение площади поверхности теплообмена, полагая Кор = 500 по , т. е. Приняв его таким же, как и при теплообмене от жидкости к жидкости для воды: ; (3.7) Из величины = 23 следует, что проектируемый теплообменник может быть много ходовым. Поэтому для правильности расчета нужно сделать поправку для многоходовых теплообменников. В аппаратах с противоточным движением теплоносителей при прочих равных условиях больше чем в случае прямотока. При сложном взаимном движении теплоносителей принимает промежуточные значения, которые учитывают, вводя поправку к средне логарифмической разности температур для противотока. ; (3.8) где ; ; ; ; ; ; ; ; Рассчитаем коэффициент по формуле (3.8) ; = С; (3.9) Для обеспечения интенсивного теплообмена попытаемся подобрать аппарат с турбулентным режимом течения теплоносителей. Смесь бензол-толуол направим в трубное пространство, так как это активная среда, воду - в межтрубное пространство. В теплообменных трубах Æ25*2 мм холодильников по ГОСТ 15120-79 скорость течения смеси при Re 2 > 10000 должна быть более (3.10) где - вязкость смеси при 48,5 С; . Число труб, обеспечивающих такой режим, должно быть: ; (3.11) т.е. число труб n < 44,9 на один ход. Выберем варианты теплообменников : 1. Теплообменник «кожухотрубный» D = 600; d = 25*2; z=6; n/z = 32,7; SВ.П. = 0,037 ; F = 61 ; L = 4 м; SВ.П. = 0,011 . 2. Теплообменник «кожухотрубный» D = 600; d = 25*2; z=4; n/z = 51,5; SВ.П. = 0,04 ; F = 65 ; L = 4 м; SВ.П. = 0,018 . Вариант 1. Теплообменник «кожухотрубный» (ГОСТ 15120-79) 1.1 Скорость течения в трубах, для обеспечения турбулентного режима, должна быт более 1.2 Составим схему процесса теплопередачи (Рис. 3.1). а) В трубное пространство. Определим критерии Рейнольдса и Прандтля для смеси бензол-толуол.

Бензол-толуол Вода

Рис. 3.1 (к первому варианту расчета)

; (3.12) ; ; (3.13) ; где =0,14 Вт/(м К) - коэффициент теплопроводности смеси бензол-толуол . Рассчитаем критерий Нуссельта для турбулентного течения смеси: ; (3.14) где примем равному 1, и соотношение =1 с дальнейшей поправкой. Коэффициент теплоотдачи смеси бензол-толуол к стенке: ; (3.15) б) Межтрубное пространство. Рассчитаем коэффициент теплоотдачи для воды. Скорость воды в межтрубном пространстве. ; (3.16) Критерий Рейнольдса для воды: ; (3.17) где =0,0011 Па с , = 998 при температуре +17,5 С; Критерий Прандтля для воды при +17,5 С: ; (3.18) где =0,59 Вт/(м К) - коэффициент теплопроводности воды . Для выбора формулы расчета коэффициента теплоотдачи рассчитаем значение GrPr при Re < 10000. ; (3.19) где - плотность воды при 17,5 С ; ; и - плотности воды при 10 и 25 С; =0,0011 Па с - динамический коэффициент вязкости воды при 17,5 С. ; Для вертикального расположения труб примем выражение ; (3.20) примем значение = 1 с дальнейшей поправкой где и вязкость воды при 17,5 С и температуре стенки соответственно по формуле (3.20). ; Коэффициент теплоотдачи для воды: ; (3.21) Рассчитаем термическое сопротивление стенки и загрязнений : ; (3.22) ; Коэффициент теплопередачи: ; (3.23) Поверхностная плотность потока: ; (3.24) 1.3 Определим ориентировочно значения и , исходя из того, что ; (3.25) где сумма . Найдем: С; (3.26) С; (3.27) С; (3.28) Проверка: сумма ; 12,3 + 4,3 + 8,5 = 25,1 С; Отсюда С; (3.29) С; (3.30) Введем поправку в коэффициенты теплоотдачи, определив .Критерий Прандтля для смеси бензол-толуол при С; ; (3.31) где ; ; . Коэффициент теплоотдачи для смеси: (3.32) Коэффициент теплоотдачи для воды: (3.33) где ; Исправленные значения К, q, и (3.23): ; ; (3.34) С; (3.35) С; (3.36) (3.37) (3.38) Дальнейшее уточнение , и других величин не требуется, так как расхождение между крайними значениями не превышает 5%. 1.4. Расчетная площадь поверхности теплопередачи: ; (3.39) запас Вариант 2. Теплообменник «кожухотрубный» (ГОСТ 15120-79) 2.1. Скорость течения в трубах, для обеспечения турбулентного режима, должна быт более 2.2. Составим схему процесса теплопередачи (Рис. 3.2). а) В трубное пространство. Определим критерии Рейнольдса и Прандтля для смеси бензол-толуол. Рассчитаем Рейнольдс по формуле (3.12)

Бензол-толуол Вода

Рис. 3.2 (ко второму варианту расчета)

; Критерий Прандтля (3.13). ; где =0,14 Вт/(м К) - коэффициент теплопроводности смеси бензол-толуол . Для выбора формулы расчета коэффициента теплоотдачи рассчитаем значение GrPr при Re < 10000. где - плотность воды при 48,5 С ; ; и - плотности смеси при 25 и 80,5 С; =0,00045 Па с - динамический коэффициент вязкости смеси при 48,5 С. ; Для вертикального расположения труб примем выражение примем значение = 1 с дальнейшей поправкой где и вязкость смеси бензол-толуол при 48,5 С и температуре стенки соответственно. Рассчитаем по формуле (3.20). ; Коэффициент теплоотдачи для смеси бензол-толуол (3.15): ; б) Межтрубное пространство. Рассчитаем коэффициент теплоотдачи для воды. Скорость воды в межтрубном пространстве (3.16). ; Критерий Рейнольдса для воды (3.17): ; где =0,0011 Па с , = 998 при температуре +17,5 С; Критерий Прандтля для воды при +17,5 С (3.18): ; где =0,59 Вт/(м К) - коэффициент теплопроводности воды . Для выбора формулы расчета коэффициента теплоотдачи рассчитаем значение GrPr при Re < 10000 (3.19). ; где - плотность воды при 17,5 С ; ; и - плотности воды при 10 и 25 С; =0,0011 Па с - динамический коэффициент вязкости воды при 17,5 С. ; Для вертикального расположения труб примем выражение примем значение = 1 с дальнейшей поправкой где и вязкость воды при 17,5 С и температуре стенки соответственно (3.20). ; Коэффициент теплоотдачи для воды (3.21): ; Рассчитаем термическое сопротивление стенки и загрязнений (3.22): ; Коэффициент теплопередачи (3.23): ; Поверхностная плотность потока (3.24): ; 2.3. Определим ориентировочно значения и , исходя из формулы (3.25). Найдем: С; (3.26) С; (3.27) С; (3.28) Проверка: сумма ; 13,9 + 3,6 + 7,6 = 25,1 С; Отсюда С; (3.29) С; (3.30) Введем поправку в коэффициенты теплоотдачи, определив . Для смеси бензол-толуол при С и воды при С; Коэффициент теплоотдачи для смеси (3.33): где - кинематическая вязкость . Коэффициент теплоотдачи для воды (3.33): где - вязкость воды при температуре стенки ; Исправленные значения К, q, и (3.23),(3.34),(3.35) и (3.36): ; ; С; С; Проверка расхождения по формулам (3.37) и (3.38). Дальнейшее уточнение , и других величин не требуется, так как расхождение между крайними значениями не превышает 5%. 2.4. Расчетная площадь поверхности теплопередачи (3.39): ; запас 4.Гидравлический и экономический расчет Расчет гидравлического сопротивления. Сопоставим два выбранных варианта кожухотрбчатых теплообменников по гидравлическому сопротивлению. Вариант 1. Скорость жидкости в трубах ; (4.1) ; (4.2) Коэффициент трения рассчитываем по формуле (4.2): ; где - высота выступов шероховатости на поверхности, d - диаметр трубы. Диаметр штуцеров в распределительной камере - трубного пространства, - межтрубного пространства . ; (4.3) Рассчитаем скорость в штуцерах по формуле (4.3). В трубном пространстве следующие местные сопротивления: вход в камеру и выход из нее, 5 поворотов на 180 градусов, 6 входов в трубы и 6 выходов из них. В соответствии с формулой получим (4.4) Рассчитаем гидравлическое сопротивление по формуле (4.4) Число рядов труб, омываемых потоком в межтрубном пространстве, ; примем округляя в большую сторону 9. Число сегментных перегородок x = 10 Диаметр штуцеров к кожуху - межтрубного пространства , скорость потока в штуцерах по формуле (4.3) Скорость потока в наиболее узком сечении (4.5) В межтрубном пространстве следующие местные сопротивления: вход и выход жидкости через штуцера, 10 поворотов сегменты и 11 сопротивлений трубного пучка при его обтекании (4.6) Рассчитаем гидравлическое сопротивление по формуле (4.6) Вариант 2. Скорость жидкости в трубах (4.1) ; Коэффициент трения рассчитываем по формуле (4.2): ; Диаметр штуцеров в распределительной камере - трубного пространства, - межтрубного пространства . Рассчитаем скорость в штуцерах по формуле (4.3). В трубном пространстве следующие местные сопротивления: вход в камеру и выход из нее, 3 поворотов на 180 градусов, 4 входов в трубы и 4 выходов из них. В соответствии с формулой рассчитаем гидравлическое сопротивление по формуле (4.4) Число рядов труб, омываемых потоком в межтрубном пространстве, ; примем округляя в большую сторону 9. Число сегментных перегородок x = 10 Диаметр штуцеров к кожуху - межтрубного пространства , скорость потока в штуцерах по формуле (4.3) Скорость потока в наиболее узком сечении (4.5) В межтрубном пространстве следующие местные сопротивления: вход и выход жидкости через штуцера, 10 поворотов сегменты и 11 сопротивлений трубного пучка при его обтекании. Рассчитаем гидравлическое сопротивление по формуле (4.6) 5.Экономический расчет Вариант 1. Масса теплообменника по Чтобы оценить стоимость аппарата необходимо рассчитать массу теплообменных труб. (5.1) где по Доля массы труб от массы всего теплообменника Цена единицы массы теплообменника по Цтр = 0,99 руб/кг. Цена теплообменника Энергетические затрату с учетом КПД насосной установки на прокачивание горячей жидкости по трубам составит: (5.2) где по практическим расчетам . Энергетические затраты на прокачивание холодной жидкости по межтрубному пространству (5.3) Приведенные затраты составят (5.4) где 8000 - время работы насосов в году; = 0,02 - стоимость одного киловата энергии руб/кВт. Вариант 2. Масса теплообменника по Чтобы оценить стоимость аппарата необходимо рассчитать массу теплообменных труб (5.1). Доля массы труб от массы всего теплообменника Цена единицы массы теплообменника по Цтр = 0,975 руб/кг. Цена теплообменника Энергетические затрату с учетом КПД насосной установки на прокачивание горячей жидкости по трубам составит (5.2): где по практическим расчетам . Энергетические затраты на прокачивание холодной жидкости по межтрубному пространству (5.3) Приведенные затраты составят (5.4) 6.Выводы Для наглядности результаты расчетов сведем в таблицу. Из (таб. 1) видно, что разница между приведенными затратами выбранных вариантов Таблица 1.

Технико-экономические показатели	669,9
	5,6	2,4
	685,7	672,3

незначительна. Но все таки наиболее экономичным является второй вариант по приведенным затратам. К тому же у второго варианта больший запас поверхности, что дает преимущества, при загрязнении аппарата, перед первым вариантом. 7.Заключение В данном документе были произведены материальные,тепловые, экономические и гидравлические расчеты на основании которых были сделаны выводы. Был выбран наиболее оптимальный теплообменный аппарат. Также во введении были отражены основные законы теплообмена и течения жидкостей.

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/

РАСЧЕТ ТЕПЛООБМЕННИКА

1 . Определение расхода охлаждающей жидкости

Взаимное направление движения потоков в теплообменнике во всех вариантах задания принять противоточным.

Расход охлаждающей жидкости (кг/с) определить из уравнения теплового баланса: G р C р (t р K - t р H )= G 1 C 1 (t п H - п K )

откуда G р =, кг/с (1)

где С р и С п -- теплоемкости продукта и рассола, соответственно, Дж/(кг К).

Теплоемкости жидкостей принимаем по средней температуре. Недостающие значения определяем интерполяцией.

Средние температуры (С) жидкостей определяем по формулам:

Для продукта t п ср =, С (2)

Для рассола t р ср =, С (2 1)

Температурой охлаждающей жидкости t р K на выходе из холодильника задаемся! Следует иметь в виду, что с повышением t р K уменьшается расход рассола; однако уменьшается и средняя разность температур. Температуру t р K принимаем выше начальной температуры t р H на 9- 16 С

Температурой нагревающей жидкости t в K на выходе из ТА задаемся!

Температуру t в K принимаем выше начальной температуры t п к на 9- 16 С

2. Определение средней разности температур

Средняя разность температур (С) в общем случае определяется как среднелогарифмическое из крайних значений разностей температур;

Для определения средней разности температур между средами по выбранной схеме движения теплоносителей необходимо построить график изменения температур сред вдоль поверхности и вычислить большую t б и меньшую t M разности температур:

t б = t п H -t р K , С (4)

t M = t п K -t р H , С (5)

где Дt б, Дt м - большая и меньшая разность температур между горячим и холодным теплоносителем на концах теплообменника.

Причем если Дt б /Дt м?2, то Дt ср. =(Дt б +Дt м)/2 (6)

3. Определение диаметров труб теплообменн и ка

Предполагается два варианта движения жидкостей:

Рассол (вода) движется по внутренней трубе, а продукт в межтрубном пространстве.

Продукт движется по внутренней трубе, а рассол (вода) в межтрубном пространстве

Из уравнения расхода для жидкости перемещающейся в трубном пространстве (сечение S 1 определить внутренний диаметр (d B , м) меньшей трубы.

d B =1,13, м или d B =1,13, м (7)

Из уравнения расхода жидкости перемещаемой в кольцевом сечении (S 2) определить внутренний диаметр большой трубы, м:

D B =, м или D B =, м (8)

где 1 , 2 -- соответственно скорости движения жидкостей в межтрубном и трубном пространствах, принимаемые в пределах (0,7 -- 2 м/с);

п, р -- соответственно плотности (кг/м 3) продукта и рассола (воды.

Окончательно принимаем (по ГОСТ 9930-78 диаметры труб d н и D н, ближайшие к рассчитанному. Рекомендуется применять кожуховые трубы с наружным диаметром D н - 57, 76, 89, 108, 133, 159, 219 мм.

4. Определение коэффициента теплопередачи

Коэффициент теплопередачи (К, Вт/(м 2 *К) определяется с учетом термического сопротивления загрязнения со стороны охлаждающей жидкости:

К = (1/ 1 +1/ 2 +R CT) -1 ,Вт/ (м 2 *К) (9)

где 1, 2 - соответственно коэффициенты теплоотдачи от греющего теплоносителя к стенке трубы и от стенки к нагреваемой жидкости, Вт/ (м 2 ч);

R CT - термическое сопротивление стенки трубы м 2 /(Вт *К);

R CT = СТ / СТ + ЗАГ / ЗАГ, (м 2 *К)/Вт.;

где СТ, ЗАГ -- толщина металлической стенки трубы и загрязнения, м; (ЗАГ принять 0.5-- 1 мм);

СТ - коэффициент теплопроводности стенки трубы, Вт/(м*К);

Величину термического сопротивления загрязнения ЗАГ / ЗАГ для холодильных рассолов, из которых откладывается загрязнение на поверхности теплообмена принять равной 0,0002 (м 2 *К)/Вт.

4.1 Определение коэффициентов теплоотдачи

Величина коэффициентов теплоотдачи зависит от гидродинамических факторов, их физических параметров, геометрических размеров поверхности теплообмена и представляет собой сложную функциональную зависимость, реализуемую с помощью теории подобия из критериального уравнения Нуссельта, характеризующего интенсивность теплообмена в Вт/ (м 2 ч)

Nu = (10), откуда п, р = (11)

Если оба теплоносителя являются жидкостями и движение является вынужденным (например, насосная подача), критерий Нуссельта является функцией критериев Рейнольдса и Прайдля: Nu = f (Re; Rr)

В этом случае сначала необходимо определить критерии Рейнольдса и Прандля для обоих сред:

где -скорость движения среды по трубам (принимают в пределах 0,7-2 м/с);

- коэффициент динамической вязкости жидкости, Па с.

d -- эквивалентный диаметр трубы, м;

для внутренней трубы d экв = d B , м.

для кольцевого сечения d экв = D B - d H , м.

л - коэффициент теплопроводности жидкости (рассол, продукт).Вт/ (м. С).

Затем по установленному режиму движения жидкости решить критериальное уравнение Нусельта по формуле:

а) для турбулентного режима движения (Rе> 10000)

Nu = 0,023 Re 0,8 Pr 0,4 = 0,02337219 0,8 13,2 0,4 = 184,7 (13)

б) для переходного режима (10000>Re>2300)

Nu = 0,008 Re 0,9 Рr 0,43 = 0,0088881 0,9 6,1 0,43 = 31,945 (13 1)

Если при расчетах Re<10000, необходимо определить новые скорости движения теплоносителей, при которых режим движения будет турбулентным или переходным. Принимают значения критерия Рейнольдса 10000-15000, тогда: щ труб. = (10000-15000)щ/Re, (14)

Подставляя значение скорости щ труб в формулу (7) определяют диаметр внутренней (теплообменной) трубы и далее по формуле (8) диаметр наружной кожуховой трубы, уточняем значения критерия Рейнольдса.

Для соответствующих режимов движения, используя критериальное значение Nu определяются искомые коэффициенты теплоотдачи, Вт (м 2 С) для рассола и продукта по формуле (11).

теплообменник расчет температура жидкость

5. Определение, поверхности теплообмена и основных размеров тепл о обменника

Поверхность (F, м 2) теплообмена определяется из уравнения теплопередачи и равна

F = ,м 2 (15)

Q = G п C п (t п H -t п K), (Вт) (16)

где Q-- количество тепла, отнимаемого от продукта, Вт;

С 1 -- теплоемкость продукта, Дж/(кг °С).

Окончательно поверхность теплообмена теплообменника выбирается из ряда

F = 2,5; 4,0; 6,0; 10; 15; 20; 30; 40; 50; 80 м 2

Активная длина труб (м), участвующих в теплообмене

L = . м (17)

где d Р -- расчетный диаметр, м;

Расчетный диаметр принимают:

d Р == d В при 1 2 (18)

d Р = 0,5 (d B + d H ) при 1 2 ;

d Р = d H при 1 2

Исходя из конструктивных соображений, задаются длиной одного элемента и тогда общее число элементов (шт.) составит:

где l эл -длина кожуховых труб ТА (принимается равной 1,5; 3,0; 4,5; 6,0; 9,0; 12 м)

Зная общее число элементов необходимо выполнить технологическую схему компоновки ТА, используемую в гидравлическом расчете.

6. Определение диаметров патрубков

Диаметры (d П, м) входных и выходных патрубков для кольцевого сечения определяются по формуле:

d пв (S2) = 1,13 , м или d пв (S2) = 1,13 , (20)

Диаметры патрубков для внутренней трубы равен ее внутреннему диаметру. d пв( S 1) =d в, м.

Окончательно принимаем по ГОСТ 9930-78 наружные диаметры труб (d пн( S 1) и d пн( S 2) ) из которых изготовят патрубки, ближайшие к рассчитанным.

Зная d пн( S 1) и d пн( S 2) осуществим подбор фланцев для соединения элементов ТА.

Для соединения трубопроводов и крышек с корпусами применяют прочноплотные соединения, состоящие из двух фланцев и зажатой между ними прокладки.

7. Гидравлический расчет теплообменника

Целью гидравлического расчета является определение величины гидравлических сопротивлений теплообменника и определение мощности потребляемого двигателями насосов для перемещения молока и рассола.

Для расчета гидравлических сопротивлений в теплообменнике исходными данными являются ранее определенные:

Число элементов в секции;

Число секций;

Расчет ведут дважды, для трубного и межтрубного пространства отдельно.

Полная потеря давления в теплообменнике (Р, Па) подсчитывается по уравнению

Р = Р СК + Р ТР + Р МС + Р ПОД, Па (22)

где Р СК -затрата давления на создание скорости потока на выходе из теплообменника, (Па);

Р ТР -потеря давления на преодоление сопротивления трения, (Па):

Р МС - потеря давления на преодоление местных сопротивлении (Па)

Р ПОД - затрата давления на подъем жидкости, (Па).

7.1 Затрата давления на создание скорости потока

Р СК = , Па (23)

где -- скорость движения жидкости в аппарате, м/с;

-- плотность жидкости, кг/м 3 .

7.2 Потеря давления на преодоление сил трения, н/м 2

Р ТР = , Па (24)

где L -- общая длина труб, м:

d ЭКВ -- эквивалентный диаметр, м;

для внутренней трубы d экв = d B , м.

для кольцевого сечения d экв = D B - d H , м.

-- коэффициент трения, зависящий от режима движения (число Re); и от степени шероховатости стенок груб (в расчете принять = 0,02--0,03).

7.3 Потеря давления на преодоление местных сопротивлении (поворот, сужение, расширение и т.д.)

Р МС = , Па (25)

где о-- сумма коэффициентов местных сопротивлении.

При подсчете о необходимо воспользоваться технологической схемой компоновки ТА

7.4 Затрата давления на подъем жидкости

Р ПОД = g H , Па (26)

где g -- ускорение свободного падения, м/с 2 ;

Плотность жидкости, кг/м 3

Н -- высота подъема жидкости, м

h i -высота одного элемента, м (определяется графически по чертежу ТА)

Для подсчета значения Н воспользуемся схемой компоновки ТА.

Н = (h i * х) + D в + h п , м - для кольцевого сечения;

Н = (h i * х) + d в, м - для внутренней трубы.

7.5 Мощность, потребляемая двигателем насоса, (N , кВт)

N = , Вт (27)

где - G -- расход жидкости, кг/с;.

Плотность перекачиваемой жидкости, кг/м 3

Р -- потеря давления в аппарате, н/м 2 ;

К. п. д. насоса (центробежный --0,6--0,7).

Размещено на Allbest.ru

...

Подобные документы

Подбор коэффициентов теплоотдачи и расчет площади теплообменника. Определение параметров для трубного и межтрубного пространства. Конденсация паров и факторы, влияющие на охлаждение конденсата. Гидравлический расчет кожухотрубчатого теплообменника.

курсовая работа , добавлен 25.04.2016

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

Тепловой и конструктивный расчет отопительного пароводяного подогревателя горизонтального типа и секционного водоводяного теплообменника. Подбор критериальных уравнений для процессов теплообмена. Определение коэффициентов теплоотдачи и теплопередачи.

курсовая работа , добавлен 15.12.2010

Определение коэффициента теплоотдачи от внутренней поверхности стенки трубки к охлаждающей воде. Потери давления при прохождении охлаждающей воды через конденсатор. Расчет удаляемой паровоздушной смеси. Гидравлический и тепловой расчет конденсатора.

контрольная работа , добавлен 19.11.2013

Схема теплообменника. Расчет геометрии пучка трубок; передаваемой теплоты по падению температуры газа; эффективности ребра; коэффициентов теплоотдачи и оребрения трубок. Оценка гидросопротивлений. Проверка эффективности теплообменника перекрестного тока.

контрольная работа , добавлен 25.12.2014

Конструкция теплообменника ГДТ замкнутого цикла. Определение потери давления теплоносителя при прохождении его через аппарат. Тепловой, гидравлический расчет противоточного рекуперативного теплообменника газотурбинной наземной установки замкнутого цикла.

курсовая работа , добавлен 14.11.2012

Конструкция теплообменного аппарата водно-воздушного теплообменника. Использование аппарата в системе охлаждения контура охлаждающей воды системы аварийного охлаждения контура охлаждающей воды теплового двигателя. Выбор моделей вентиляторов и насосов.

курсовая работа , добавлен 15.12.2013

Исследование термонапряженного состояния охлаждаемой лопатки турбовальных двигателей. Расчет греющей и охлаждающей температур, коэффициентов теплоотдачи на наружной поверхности лопатки и в каналах. Определение сил и моментов, действующих на перо лопатки.

контрольная работа , добавлен 04.02.2012

Литозбор по использованию вторичного тепла. Тепловой расчет рекуперативного теплообменника. Выбор основного оборудования: вентилятора, насосов. Оценка гидравлического сопротивления. Подбор вспомогательного оборудования. Контрольно-измерительные приборы.

курсовая работа , добавлен 01.03.2013

Определение поверхности теплопередачи выпарных аппаратов. Расчёт полезной разности температур по корпусам. Определение толщины тепловой изоляции и расхода охлаждающей воды. Выбор конструкционного материала. Расчёт диаметра барометрического конденсатора.