Материал: Теплообменное оборудование предприятий

Скачать

Заказать новую работу

Внимание! Если размещение файла нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам

“труба в трубе”, в спиральных и пластинчатых теплообменниках за определяющий размер также принимают эквивалентный диаметр, рассчитанный по выражению (3.5). Для аппаратов типа “труба в трубе” определяющий размер практически равен удвоенной ширине кольцевого зазора между наружной и внутренней трубами, а для спиральных – удвоенной ширине щелевого канала.

Коэффициент теплоотдачи по стороне масла в маслоохладителях определяется критериальным уравнением, соответствующим теплообмену при поперечном обтекании пучка труб [5]

 

λ

0,6

0,33

Pr 0,25

 

 

 

 

 

 

п

 

 

α 0,41

 

 

Reп

Prп

 

 

 

.

(3.6)

d

н

Pr

 

 

 

 

 

с

 

 

Для пластинчатых теплообменных аппаратов расчёт коэффициентов теплоотдачи осуществляется на основании критериальных уравнений, характерных для конкретного типа пластин в зависимости от вида гофр и конфигурации образующихся каналов для прохода рабочих сред [1,2]. Для предварительных расчётов можно воспользоваться обобщённой зависимостью [2]

 

λ

0,73

0,43

Pr 0,25

 

 

 

 

 

п

 

 

α C

 

Reп

Prп

 

 

 

,

(3.7)

dэ

 

 

 

 

 

Prc

 

 

где С = 0,097 – эмпирический коэффициент пропорциональности для пластин с горизонтальными гофрами; С = 0,135 – для пластин с гофрами типа “ёлочка”.

Требуемая поверхность теплообмена аппарата F определяется из уравнения теплопередачи по формуле (1.4).

При выполнении поверочного теплового расчёта исходное уравнение теплового баланса для жидкостно-жидкостных аппаратов записывается в виде

Q W

(t'

t" ) W

(t"

t'

) ,

(3.8)

1

1

 

1

2

2

2

 

 

где W1 G1 Cp1 и W2 G2 Cp2

– водяные эквиваленты греющей и

нагреваемой рабочих сред.

71

Из уравнения (3.8) выражаются конечные значения температур

t1" и t"2 :

t1" t1'

Q

и t"2 t'2

 

Q

.

(3.9)

W1

 

 

 

 

 

 

W2

 

Вторым исходным уравнением является уравнение теплопере-

дачи:

 

 

 

 

 

 

 

 

Q k F

tср

,

 

(3.10)

в которое входит температурный напор

tср . Если принять, что тем-

пературы рабочих сред меняются по линейному закону, то расчёт температурного напора производится как среднеарифметический.

Тогда уравнение (3.10) можно записать

t'

t"

Q k F

1

1

 

 

 

 

2

 

 

Подставляя неизвестные t1" и t"2

 

t'

t"

 

 

 

2

2

.

(3.11)

 

 

 

 

2

 

 

 

 

 

 

из выражения (3.9) в уравнение

(3.11), получим

 

'

'

 

 

Q

'

'

 

 

 

Q

 

 

 

t1

t1

 

 

 

 

 

 

t2

t2

 

 

 

 

 

 

W1

 

W2

 

Q k F

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2

 

 

 

 

 

 

 

2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

'

 

Q

 

'

 

Q

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2 W

 

t2

 

2 W

 

 

 

 

 

k F t1

 

 

.

 

 

(3.12)

 

 

 

 

1

 

 

 

 

2

 

 

 

 

 

Произведя преобразование выражения (3.12), получим

 

Q

t1'

 

 

Q

t'2

 

 

Q

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

k F

2 W1

 

W2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2

 

 

Q

 

 

 

 

 

t1' t

'2

 

 

 

 

 

,

Вт .

(3.13)

1

 

 

1

 

 

 

1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

k F

2 W1

2 W2

 

 

72

Зная количество переданной теплоты Q, из выражений (3.9) определяют конечные значения температур t1" и t"2 .

Приведенный метод применим для ориентировочных расчётов и в случае небольших изменений температур жидкостей. Обычно изменение температур теплоносителей носит нелинейный характер и температурный напор рассчитывается как среднелогарифмический.

В этом случае расчётная конечная температура зависит от схемы движения теплоносителей. В жидкостно-жидкостных теплообменных аппаратах обычно реализуются противоточные схемы движения. Вывод расчётных формул для таких схем изложен в [5] и в окончательном виде они имеют вид

δt1 t1' t1" (t1' t'2 ) Z

t" t' (t' t

' ) Z

;

(3.14)

1

1

1

2

 

 

 

 

δt2 t"2 t'2 (t1' t'2 )

W1

Z

 

W2

 

 

 

 

 

 

 

 

t"2 t'2

(t1'

t'2 )

 

W1

Z .

(3.15)

 

 

 

 

 

 

W2

 

 

Тепловая нагрузка аппарата может быть определена из выраже-

ния

Q W

δt

W

(t'

t'

) Z .

(3.16)

1

1

1

1

2

 

 

В выражениях (3.14–3.16) комплекс Z f (W1W2 ; k FW1) – вспомогательная функция, величина которой может быть определена или с помощью специальной номограммы, представленной на рис. 3.17, или расчётом по формуле

 

 

 

 

 

 

 

 

W

k F

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

W

 

W

 

 

Z

 

1 e

 

 

 

 

2

 

 

 

1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

.

(3 .17)

 

 

 

 

 

 

 

 

W

 

 

k F

 

 

 

 

 

 

1

 

1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

W1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

W2

W1

 

1

 

 

e

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

W2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

73

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис. 3.17. Комплекс Z f (W1W2 ; k FW1) – вспомогательная функция для расчёта конечной температуры при противотоке

3.4. Конструктивный расчёт

При выполнении расчёта секционных теплообменных аппаратов следует исходить из соотношения скоростей потоков внутри труб W1 и в межтрубном пространстве W2 . Значения скоростей должны приниматься исходя из соотношения соответствующих проходных сече-

ний f1 и f2 и расходов рабочих сред G1 и

G2 .

В соответствии с уравнением расхода (1.11) количество

греющей и нагреваемой сред можно выразить

G1

f1 W1 ρ1

;

(3.18)

G2 f2 W2 ρ2 .

(3.19)

Соотношение расходов рабочих сред составит

 

G1

 

 

f1

 

W1

 

ρ1 .

(3.20)

 

 

 

 

 

G2

 

f2

W2

ρ2

 

74

Для водо-водяных теплообменников ρ1 ρ2 1 и соотношение

скоростей потоков составит

 

 

 

 

 

 

 

 

W1

 

G1

 

 

f2

.

(3.21)

 

 

 

 

 

 

W2

 

G2

 

 

f1

 

Соотношение проходных сечений

f1 и

f2 зависит от распо-

ложения труб и шаговых отношений между ними. При расположении труб по вершинам равностороннего треугольника диаметр трубной доски определяется по формуле (2.30), а проходные сечения трубного и межтрубного пространства составят

 

 

 

π d2

 

 

 

π D2

 

π d2

 

 

f

1

 

вн

m и

f

2

 

 

 

н m .

(3.22)

 

 

 

 

4

 

 

 

4

 

4

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Соотношение проходных сечений f1 и f2 определится из выражения

 

 

 

 

 

 

π D2

π d2

 

 

 

 

 

 

 

f2

 

 

 

4

 

 

4

н m

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

.

 

(3.23)

 

 

 

 

 

 

π d2

 

 

 

 

 

 

 

f1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4

вн m

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Подставляя в выражение (3.23) значение для D по выражению

(2.30) и произведя сокращения, получим

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2

 

o

 

 

 

 

 

2

 

 

 

f2

 

 

 

4 t

 

sin60

 

dн

 

 

 

 

 

 

 

 

 

.

(3.24)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

f1

 

π dвн2

ηтр

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

dвн

 

 

Отношение наружного диаметра

 

dн

к внутреннему

dвн с дос-

таточной для инженерных расчётов точностью можно принять равным 1. Принимая значение ηтр 0,9 и учитывая, что отношение шага

между трубами t

к диаметру труб dвн представляет собой относи-

тельный шаг σ ,

выражение (3.24) можно записать в следующем ви-

де:

 

 

 

 

 

 

f2

1,23 σ2 1 .

(3.25)

 

 

f

 

1

 

 

 

 

 

75

 
Источник: https://studfile.net/preview/16461461/

Смотрите также:

17. Введение 18. Линейные программы 19. Ветвления 20. Программирование циклических алгоритмов
Сборные железобетонные ребристые плиты перекрытия
_-___-~1
_3 тема - Диффузия
_Роджерс Карл, Брак и его альтернативы
_Штерн Вильям, Дифференциальная психология и ее методические основы
- Описание типа СЭТ7009
- Программа ГПИ
---Готовые билеты---