Материал: Теплообменное оборудование предприятий

Рис. 2.11. Одноярусная спираль:

1 – напорный коллектор; 2 – змеевик; 3 – сливной коллектор

2.3. Тепловой расчёт

При выполнении прямого теплового расчёта известны следующие величины: расход нагреваемой жидкости G2 , начальная и ко-

нечная температуры жидкости t'2 и t"2 , параметры греющего пара.

Целью расчёта является определение требуемой величины поверхности теплообмена для обеспечения заданной тепловой нагрузки.

Из уравнения теплового баланса (формула 1.6) определяется расход греющего пара:

Коэффициент использования принимается равным 0,97–0,98. Те-

пловая нагрузка аппарата Q представляет собой правую часть уравнения теплового баланса, т.е. числитель выражения (2.1). Давление греющего пара принимается с таким расчётом, чтобы температура его

41

насыщения была на 5–10 °С выше температуры жидкости на выходе,

для ПВД величина недогрева предусматривается до 15–25 °С . Теплоту перегрева пара и переохлаждение конденсата обычно в предварительных расчётах не учитывают.

Температурный напор рассчитывается как среднелогарифмический по формуле (1.9). Характер изменения температур теплоносителей соответствует схеме "в" на рис. 1.5.

Коэффициент теплопередачи k определяется с учётом всех термических сопротивлений в соответствии с выражением (1.7).

С достаточной для технических расчётов точностью коэффициент теплоотдачи при плёночной конденсации пара на поверхности труб можно рассчитать по формуле Нуссельта [5]:

где С – коэффициент, учитывающий влияние расположения труб: для вертикальных – 0,943, для горизонтальных – 0,728; ρ , кг/мг3, λ , Вт/(м °С), μ , Па с – плотность, коэффициент теплопроводности

и динамическая вязкость плёнки конденсата, определяемые по tпл ; g – ускорение свободного падения, м/с2; r – теплота парообразования, определяемая по tн , кДж/кг; L – определяющий линейный размер, м: для вертикальных труб – их высота H , для горизонтальных – наружный диаметр dн ; tн и tc – температуры насыщения пара и

стенки трубки, °С.

С учётом различных факторов, снижающих теплообмен, расчётное значение коэффициента теплоотдачи от пара к стенкам трубок определяется как

где 1 –коэффициент, учитывающий влияние состояния поверхно-

сти труб и чистоты пара: для относительно чистого пара (из отборов турбин, РОУ) 0,8–0,85, для вторичного пара (после выпарных установок различных растворов) – 0,6; 2 – коэффициент, учитывающий

влияние наличия в паре неконденсирующихся газов (воздуха) и неравномерность омывания потоком пара трубного пучка, принимается равным 0,6 – 0,85.

42

средняя температура воды.

Плёнка конденсата является основным термическим сопротивлением теплопереходу от пара к стенке трубок, но формула Нуссельта не учитывает переменности физических параметров стекающей плёнки конденсата и характер её движения вдоль стенки. Учитывать влияние этих факторов, особенно для вертикальных труб большой высоты (H > 4м), позволяет методика Лабунцова [5].

Для вертикальных труб коэффициент теплоотдачи при конденсации водяного пара определяется из выражения:

сата: при Z < 2300 – ламинарный режим; при Z > 2300 – смешанный режим (ламинарный и турбулентный). При ламинарном режиме тече-

– комплекс физических параметров плёнки конденсата, определяемых по температуре насыщения пара tн (табл. 2.1).

В выражениях (2.4) и (2.7) t tн tс – температурный напор,

°С; H – высота трубы, м. В выражении (2.4)

43

– комплекс физических параметров плёнки конденсата, определяемых по температуре насыщения пара tн (табл. 2.1).

Таблица 2.1

Вспомогательные комплексы А и В

где R – радиус трубы, м.

Расчётное значение коэффициента теплоотдачи определяется также с учётом поправочных коэффициентов в соответствии с выражением (2.3).

Коэффициент теплоотдачи 2 рассчитывается по формулам

конвективного теплообмена. Как правило, нагреваемой жидкостью является вода, движущаяся со скоростью 1,5–2,5 м/с. При этих условиях режим течения турбулентный и расчёт производится по формуле Михеева [5]

водности, кинематическая вязкость и коэффициент температуропроводности воды при средней ее температуре tсвр; W – скорость потока, м/с; dв – внутренний диаметр труб, м.

В подогревателях со спиральными трубками в формулу (2.11) в качестве сомножителя вводится поправочный коэффициент на центробежный эффект в изогнутых трубах

44

где R –радиус змеевика; dв – внутренний диаметр трубки.

При нагревании жидкости на внутренней поверхности труб образуется слой накипи, влияние которого учитывается коэффициентом

3 0,75 0,85.

Расчётный коэффициент теплоотдачи от стенок трубок к жидко-

жидкости G2 и её проходное сечение, начальная температура жидкости t'2 , параметры греющего пара. Искомыми величинами являю-

где W2 G2 Cp2 – водяной эквивалент.

Конечная температура жидкости определяется из уравнения

Тепловая нагрузка аппарата может быть определена из уравнения (2.15), в которое входит температурный напор tср. Для паро-

жидкостных аппаратов температурный напор определяется как среднелогарифмический в соответствии с выражением

45