Курсовая работа (т): Принцип дії теплообмінників

Т,°С

102                                                              102

Δtм                                                 70

Δtб

18 F,м

Рис.1 Температурний графік

Оскільки

Δtб/ Δtм=2,625

а 2,625 > 2, то середньо логарифмічну різницю розраховують за формулою:

Δtср = (Δtб - Δtм) / ln (Δtб / Δtм ) =84 - 32/ ln2,625 =53ºС

Визначення середньої температури води

ср = (tп - Δtср) =(102 - 53) = 49ºС

За середньою температурою води tср = 49ºС знаходимо його теплофізичні характеристики :(додаток 1)

густина ρ = 989 кг/ м3;

коефіцієнт динамічної в`язкості μ =558,8 ·10-6 Па·с;

теплоємність води с = 4175 Дж/(кг · К);

коефіцієнт теплопровідності λ = 0,640 Вт/(м·К);

критерій Прандтля Pr =3,619;для 102ºС =2250*103 (додаток 3)

Визначення теплового навантаження апарата.

= с · m · (tк.в - tп.в.)

= 4175 · 11,6 · (78 - 18) = 2905800 Вт.

Витрати пари визначаємо з рівняння теплового балансу:

= x · Q · (i’’ - i’) = x · Q/ r

D = 1,05 · 2905800 / 2250000 = 1,36 кг/с

Де х = 1,02…1,05 - коефіцієнт, що враховує витрати теплоти в навколишнє середовище.

Розраховуємо режим руху води в трубах. Нехай швидкість руху води в трубах w = 1 м/с. Обчислюємо критерій Рейнольдса Re ==  = 36441,62>13800, тоді рух води в трубах - турбулентний.

Визначаємо кількість труб одного ходу

= f1 / (0,785 d2в ) = m / 0,785 · d2в · ρ· w.

Оскільки w = Re μ / dв · ρ, то n1= m / ( 0,785 · dв · Re · μ)

n1= 11,6 /( 0,785 · 0,021 · 37167,14 · 558,4 ·10-6 ) = 35

Визначення коефіцієнта тепловіддачі для води:

Критерій Нуссельта

= 0,023 · Re0,8 · Pr0,4

= 0,023 · 36441,620,8 · 3,6190,4 = 171,6

Тоді α2 = ( Nu · λ ) / dв

α2 = (174,2 · 0,640 ) / 0,021= 5228,8 Вт/(м2 · К)

Визначаємо коефіцієнт тепловіддачі від водяної пари до стінки. Орієнтовно вибираємо температуру стінки з боку пари tст= 67 ºС. Тоді температура конденсату tпл = 0,5 · ( tп + tст)пл=0,5 · (102 + 67) = 84 ºС

За цією температурою знаходимо фізичні характеристики конденсату:

густина ρ2 =961 кг/ м3;

коефіцієнт теплопровідності λк = 0,676 Вт/(м·К);

коефіцієнт динамічної в`язкості μ2 = 2963 ·10-6 Па ·с;

теплота пароутворення r = 2265 · 103 кДж/кг.

Висота поверхні теплопередачі : l = 1,5 м.

Тоді за рівнянням α1 = 1,15·  визначаємо коефіцієнт тепловіддачі від пари до стінки.

α1= 1,15 · = 4941,457 Вт/(м2.К)

Коефіцієнт теплопередачі для чистої поверхні :

K = 1 / (1/α1 + δст /λст + 1/α2)

Приймаємо, що труби виготовлені з нержавіючої сталі, тоді коефіцієнт теплопровідності становить λ ст = 17,5 Вт/(м·К), а товщина стінки δст = 0,002м.

К = 1 / (1/4941,457 + 0,002 /17,5 + 1/6160) = 1969 Вт/(м2 · К)

Коефіцієнт теплопередачі для забрудненої поверхні за значенням коефіцієнта використання поверхні теплообміну φ = 0,8;

= K · φ = 1984 · 0.8 = 1575 Вт/(м2 · К)

Перевіряємо правильність прийнятого значення температури стінки за формулою: tст= tп -( k / α1) · Δtсрст = 102 - (1578/4961,982) · 53 = 85 ºС

Різниця між прийнятим значенням температури стінки і визначеним становить 0,8 ºС, що допускається .

Визначення площі поверхні теплопередачі

F = Q / ( k · Δtср ) = 2905800 / (478 · 53) = 34,8 м2

Конструктивний розрахунок

Розрахункову довжину всіх ходів визначаємо за формулою:

L = F / (π · dр · n1) =114.6 / 3,14 · 0,022 · 34 = 14,6 м

Оскільки α1 ≈ α2, то dр = 0,5 · (dв + dз ) = 0,5 · (0,021 + 0,025) = 0,022 м,

де dр - розрахунковий діаметр труб, який взято таким , що дорівнює півсумі зовнішнього і внутрішнього діаметрів.

Кількість ходів трубного простору : z = L / l = 14,5 / 1,5 = 10.

Вибираємо чотирьохходовий теплообмінник, робоча довжина трубок якого становить l = 1,5 м.

Загальна кількість труб, що розміщуються на трубних решітках:

= z · n1 =10 · 35 = 336.

У разі розміщення труб на сторонах правильних шестикутників за таблицею 6.2 вибираємо найближчу загальну кількість труб n = 367. Тоді на стороні найбільшого шестикутника а = 11 труби, а кількість труб, розміщених по діагоналі шестикутника, b = 21.

Відстань між осями труб : s = 1,4 · dз = 1,4 · 25 = 35 мм.

Внутрішній діаметр корпусу теплообмінника: Dв = 1,1 · s в = 1,1 · 35 ·  = 825 мм.

Вибираємо нормалізований теплообмінник, зовнішній діаметр кожуха якого Dз = 800 мм і товщина стінки δст = 4 мм(таблиця 6.2) . Тоді внутрішній діаметр такого теплообмінника Dв = 800 - 2 · 4 = 792 мм.

Діаметр патрубків для води :

1 = 1 м/с

= 0,122 м

Діаметр патрубка для пари:

2 = 30 м/с

=0,299 м

Діаметр патрубка для конденсату:

3 = 0,5 м/с

=0,06 м

Загальна висота теплообмінника:

Н = l + 2 · h

Висоту кришки h без патрубків беремо 0,3 діаметра кожуха (0,8 · 0,3 = 0,24 м), а висоту кришки на 200 мм більшу від діаметра патрубка для води (0,122 + 0,2 = 0,322 м)

Н = 1,5 + 0,24 + 0,322 = 2,062 м.

Гідравлічний розрахунок

Коефіцієнт тертя λ при Re = 36441,62

<42000 (20 Δ/ dв = 20 · 0,021/0,01·10-3 = 42000), тоді λ = 0,3164 · Re -0,25 = 0,3164 · 37167,14-0,25 = 0,023.

Сума коефіцієнтів місцевих опорів у теплообміннику:

∑ξ = 2,5 +1+1,5+ 1+1,5+1,5 = 9.

Втрата тиску:

Δр = (λ ·  + ∑ξ) ·

Δр = (0,0236 ·  + 9) =12595 Па

Потужність приводу насоса :

N = (m · Δр) / η · ρ,

де η - коефіцієнт корисної дії насоса, який приймаємо рівним 0,8.= (11,6 · 42368) / 0,8 · 989 = 185 Вт.

Розрахунок теплової ізоляції:

в = А · F ·(tіз - tп) =3633,973

Де для повітря tп - 20 - 25, а tіз - 30 - 35

Α= 9,74 + 0,07 · (30-20) = 10,44

 = 0,047 (скляна вата) , а =98 ºС

=0,0039

Техніко-економічні показники роботи апарата

Визначаємо амортизаційні витрати

Ка = F · СF · а,

де F - площа теплообміну;

СF - вартість 1 м2 поверхні теплообміну апарата, яка складає 2000 грн/м2;

а - річна частина амортизаційних відрахувань, яка становить 0,08%.

Ка = 34,8 · 2000 · 0,08 = 5569 грн/рік

Визначаємо експлуатаційні витрати

Ке = N · Се · τ,

де N - потужність електродвигуна насоса;

Се - вартість 1 кВт·год електроенергії, яка становить 0,4 грн/(кВт·год);

τ - кількість годин роботи теплообмінника за рік, яка складає 4000 год.

Ке = 135 · 0,4 · 4000 = 295464 грн/рік

Отже, сумарні затрати складають

К∑ = Ка + Ке = 18338 + 993876= 30125 грн/рік

Нехай швидкість руху води в трубах w = 0,6 м/с. Обчислюємо критерій Рейнольдса

Re =

Re =  = 22316,26>13800, тоді рух води в трубах - турбулентний.

Визначаємо кількість труб одного ходу

= f1 / (0,785 d2в ) = m / 0,785 · d2в · ρ· w.

Оскільки w = Re μ / dв · ρ, то n1= m / ( 0,785 · dв · Re · μ)

= 11,6 /( 0,785 · 0,021 · 37167,14 · 558,4 ·10-6 ) = 56

Визначення коефіцієнта тепловіддачі для води:

Критерій Нуссельта

= 0,023 · Re0,8 · Pr0,4

= 0,023 · 22316,260,8 · 3,6190,4 = 115,9

Тоді α2 = ( Nu · λ ) / dв

α2 = (115,9 · 0,640 ) / 0,021= 3532 Вт/(м2 · К)

Визначаємо коефіцієнт тепловіддачі від водяної пари до стінки. Орієнтовно вибираємо температуру стінки з боку пари tст= 67 ºС. Тоді температура конденсату tпл = 0,5 · ( tп + tст)пл=0,5 · (102 + 67) = 84 ºС

За цією температурою знаходимо фізичні характеристики конденсату:

густина ρ2 =961 кг/ м3;

коефіцієнт теплопровідності λк = 0,676 Вт/(м·К);

коефіцієнт динамічної в`язкості μ2 = 2963 ·10-6 Па ·с;

теплота пароутворення r = 2265 · 103 кДж/кг.

Висота поверхні теплопередачі : l = 1,5 м.

Тоді за рівнянням α1 = 1,15·  визначаємо коефіцієнт тепловіддачі від пари до стінки.

α1= 1,15 · = 4941,457 Вт/(м2.К)

Коефіцієнт теплопередачі для чистої поверхні :

K = 1 / (1/α1 + δст /λст + 1/α2)

Приймаємо, що труби виготовлені з нержавіючої сталі, тоді коефіцієнт теплопровідності становить λ ст = 17,5 Вт/(м·К), а товщина стінки δст = 0,002м.

К = 1 / (1/4941,457 + 0,002 /17,5 + 1/6160) = 1984 Вт/(м2 · К)

Коефіцієнт теплопередачі для забрудненої поверхні за значенням коефіцієнта використання поверхні теплообміну φ = 0,8;

= K · φ = 1984 · 0.8 = 1587 Вт/(м2 · К)

Перевіряємо правильність прийнятого значення температури стінки за формулою:

ст= tп -( k / α1) · Δtср

ст = 102 - (1587/600,219) · 53 = 66,1 ºС

Різниця між прийнятим значенням температури стінки і визначеним становить 0,8 ºС, що допускається .

Визначення площі поверхні теплопередачі

 = Q / ( k · Δtср ) = 2906496 / (1587· 53) = 41,1 м2

Конструктивний розрахунок

Розрахункову довжину всіх ходів визначаємо за формулою:

L = F / (π · dр · n1) =114.6 / 3,14 · 0,022 · 34 = 10,5 м

Оскільки α1 ≈ α2, то dр = 0,5 · (dв + dз ) = 0,5 · (0,021 + 0,025) = 0,022 м,

де dр - розрахунковий діаметр труб, який взято таким , що дорівнює півсумі зовнішнього і внутрішнього діаметрів.

Кількість ходів трубного простору : z = L / l = 48,9 / 1,5 = 7.

Вибираємо чотирьохходовий теплообмінник, робоча довжина трубок якого становить l = 1,5 м.

Загальна кількість труб, що розміщуються на трубних решітках:

= z · n1 =33 · 34 = 396.

У разі розміщення труб на сторонах правильних шестикутників за таблицею 6.2 вибираємо найближчу загальну кількість труб n = 367. Тоді на стороні найбільшого шестикутника а = 11 труби, а кількість труб, розміщених по діагоналі шестикутника, b = 21.

Відстань між осями труб : s = 1,4 · dз = 1,4 · 25 = 35 мм.

Внутрішній діаметр корпусу теплообмінника: Dв = 1,1 · s в = 1,1 · 35 ·  = 856 мм.

Вибираємо нормалізований теплообмінник, зовнішній діаметр кожуха якого Dз = 800 мм і товщина стінки δст = 4 мм(таблиця 6.2) . Тоді внутрішній діаметр такого теплообмінника Dв = 800 - 2 · 4 = 792 мм.

Діаметр патрубків для води :

1 = 1 м/с

= 0,122 м

Діаметр патрубка для пари:

2 = 30 м/с

=0,299 м

Діаметр патрубка для конденсату:

3 = 0,5 м/с

=0,06 м

Загальна висота теплообмінника:

Н = l + 2 · h

Висоту кришки h без патрубків беремо 0,3 діаметра кожуха (0,8 · 0,3 = 0,24 м), а висоту кришки на 200 мм більшу від діаметра патрубка для води (0,122 + 0,2 = 0,322 м)

Н = 1,5 + 0,24 + 0,322 = 2,062 м.

Гідравлічний розрахунок

Коефіцієнт тертя λ при Re = 22316,26

<42000 (20 Δ/ dв = 20 · 0,021/0,01·10-3 = 42000), тоді λ = 0,3164 · Re -0,25 = 0,3164 ·22316,26 -0,25 = 0,026.

Сума коефіцієнтів місцевих опорів у теплообміннику:

∑ξ = 2,5 +1+1,5+ 1+1,5+1,5 = 9.

Βςπΰςΰ ςθρκσ: Δр = (λ ·  + ∑ξ) ·

Δр = (0,0236 ·  + 9) =3556 Па

Потужність приводу насоса :

N = (m · Δр) / η · ρ,

де η - коефіцієнт корисної дії насоса, який приймаємо рівним 0,8.= (11,6 · 3556) / 0,8 · 989 = 52 Вт.

Розрахунок теплової ізоляції:

в = А · F ·(tіз - tп) =4285,349

Де для повітря tп - 20 - 25, а tіз - 30 - 35

Α= 9,74 + 0,07 · (30-20) = 10,44

 = 0,047 (скляна вата) , а =98 ºС

=0,0039

Техніко-економічні показники роботи апарата

Визначаємо амортизаційні витрати

Ка = F · СF · а,

де F - площа теплообміну;

СF - вартість 1 м2 поверхні теплообміну апарата, яка складає 2000 грн/м2;