Корнеев С.Д., Марюшин Л.А. - Теоретические основы теплотехники, страница 4

Противоточная схема, обычно, предпочтительнее прямоточной, так как позволяет получить большийсредний температурный напор между теплоносителями и, темсамым, уменьшить требуемую площадь поверхности теплообмена. Выбираем противоточную схему движения теплоносителей.Средний температурный напор в теплообменнике удобнеевсего определять, имея перед глазами схематическое изображение зависимостей изменения температур теплоносителей по длине поверхности теплообмена — схему температурных напоров.Применительно к решаемой задаче, такая схема изображена нарис. 2.1.

Показаны зависимости изменения температур греющего24и нагреваемого теплоносителя по длине (или площади) поверхности теплообмена.Таблица 2.2. Теплофизическиесвойства воды при атмосферном давлении.t,,cp , 10 2 ,  10 6 , Pr0С кг/м3 Дж/(кг·К) Вт/(м·К) м2/с0102030405060708090100999,9999,7998,2995,7992,2988,1983,2977,8971,8965,3958,44212419141834174417441744179418741954208422055,157,459,961,863,564,865,966,867,468,068,31,789 13,671,306 9,521,006 7,020,805 5,420,659 4,310,556 3,540,478 2,980,415 2,550,365 2,210,326 1,950,295 1,75Примечание по поводу пользования таблицами свойств веществ.

Если, например, из таблицы 2.2 необходимо найти коэффициент теплопроводности воды при температуре 80 0С, то, согласно обозначениям верхней строки,  10 2  67,4 Вт/(м·К).Следовательно, коэффициент теплопроводности   67,4  10 2Вт/(м·К).Исходя из построенной схемы, с учетом численных значенийтемператур теплоносителей на входе и выходе из теплообменника, получаем:Больший температурный напорtб  t1  t 2  70  20  50 0С;(3)Меньший температурный напорt м  t1  t 2  90  47  43 0С.(4)25t1t мtt1t 2t2tбFРис. 2.1.

Схема температурных напоров.Средний логарифмический температурный напорt tб  t м50  43 46,4 0С.ln tб t м  ln 50 43(5)Площадь поверхности теплообмена может быть определенаиз уравнения теплопередачи:Q  kFt ,(6)где k — коэффициент теплопередачи, Вт/(м2К); F — площадь поверхности теплообмена, м2.На начальном этапе конструирования ни коэффициент теплопередачи в теплообменнике, ни площадь поверхности теплообмена не известны.

Поэтому, основываясь на опыте конструирования и расчета теплообменников выбранного типа, величинойкоэффициента теплопередачи приходится задаваться. В дальнейшем расчете, когда уже известна предполагаемая геометрия проточной части теплообменника, выполняется расчет коэффициентатеплопередачи, в результате чего уточняется величина площадиповерхности теплообмена.Как правило, радиус кривизны поверхности теплообменарекуператоров во много раз больше ее толщины. В этих условияхкоэффициент теплопередачи может быть рассчитан с помощьюуравнения для плоской стенки:2611  1 k      ,(7) 12 где 1 ,  2 — соответственно, средние по поверхности теплообмена коэффициенты теплоотдачи от греющего и к нагреваемомутеплоносителям, Вт/(м2К);  — толщина теплопередающей стенки, м;  — коэффициент теплопроводности материала, из которого она изготовлена, Вт/(мК).Ориентировочные значения величины коэффициента теплопередачи [4] приведены в таблице 2.3.

Следует отметить, что вграфе «нагревание и охлаждение газов», меньшие значения коэффициента теплоотдачи относятся к условиям естественнойконвекции, а большие — характерны для вынужденной конвекции.Важно подчеркнуть, что не имеет принципиального значения, какой величиной коэффициента теплопередачи мы задаемсяв начале расчета. Если она будет существенно (в несколько раз)отличаться от истинного значения коэффициента теплопередачи,то в процессе конструирования и расчета понадобится сделатьбольше приближений.Таблица 2.3.

Ориентировочныезначения коэффициентов теплоотдачи.ПроцессКоэффициенттеплоотдачи, Вт/(м2К)Нагревание и охлаждение:газов1—60перегретых паров 20—120масел60—1700воды200—10000Кипение:органических жидкостей 600—10000воды6000—50000Пленочная конденсация:Органических паров600—2500Водяного пара5000—2000027Таким образом, если полагать, что ориентировочное значение коэффициентов теплоотдачи в условиях вынужденного движения воды в конструируемом рекуператоре может быть порядка4000—8000 Вт/(м2К), а поверхность теплообмена, будет иметьтолщину 1 мм и выполнена из латуни, можем считать ожидаемыйкоэффициент теплопередачи равным 2000—4000 Вт/(м2К).Следовательно, оценочное значение площади поверхноститеплообмена, соответственно уравнению (6) будет равно118,2 103QF 0,85 м2.kt 3000  46,4Средняя температура греющего теплоносителяt1  0,5t1  t1  0,590  70   80 0 C .(8)Среднюю теплоемкость греющего теплоносителя определяем, соответственно, при его средней температуре с помощью таблиц теплофизических свойств воды (таблица 2.2): c1  4,195  103Дж/(кг·К).

Соответственно, из той же таблицы, средняя плотностьгреющего теплоносителя 1  972 кг/м3.Массовый расход греющего теплоносителя определяем, исходя из уравнения (1):Q118,2  103G1  1,41 кг/с.c1 t1  t1  4,195 103 90  70 При конструировании и расчете теплообменного аппаратавозникает необходимость выбора скорости движения теплоносителей в элементах конструкции. Повышение скорости теплоносителя приводит к увеличению интенсивности теплообмена, но вызывает рост гидравлических потерь.

Рекомендуемые значенияскорости различных теплоносителей, полученные на основеопыта конструирования и эксплуатации теплообменных аппаратов, приведены в табл.2.4.Определяем число трубок в трубном пучке теплообменника.Предварительно задаем скорость воды в трубках w2  1 м/с.28Таблица 2.4. Рекомендуемые скорости теплоносителей.ТеплоносителиСкорость, м/сМаловязкие жидкости (вода, бензин, керо0,5—3син)Вязкие жидкости (масла, растворы солей)0,2—1Запыленные газы при атмосферном давлении6—10Незапыленные газы при атмосферном давлении12—16Газы под давлением (до десятков МПа)До 15—20Насыщенный водяной пар30—50Перегретый водяной пар30—75Предполагаем изготовить трубный пучок из латунных трубокразмером 16  1 , т.е.

наружным диаметром d н  16 мм и толщинойстенки   1 мм. Нагреваемую жидкость будем подавать в полости трубок.Внутренний диаметр трубкиd в  d н  2  16  2 1  14 мм.(9)Соответственно, средний диаметр трубки равенd c  0,5d н  d в   0,516  14  15 мм.(10)Тогда требуемое число трубок можно определить из уравнения неразрывности:G2(11) f 2 w2 ,2где f 2 — площадь проходного сечения для нагреваемого теплоносителя, м2; w2 — средняя по сечению трубки скорость нагреваемого теплоносителя, м/с.В свою очередь, площадь проходного сечения для нагреваемого теплоносителя складывается из проходных сечений трубоктрубного пучка:29f2  nd в24,(12)где n — число трубок в пучке.В итоге, из совместного решения уравнений (11), (12), можнооценить требуемое число трубок:n4G2 2 w2 d в24  1,05  995  1  0,014 2 6,8 .Принимаем число трубок в пучке n  7 .Уточняем значение скорости нагреваемого теплоносителя втрубкахG4G24  1,05w2  2  0,98 м/с. 2 f 2 2 d в2 n   995  0,0142  7Так как ожидаемые значения коэффициента теплоотдачи и состороны греющего и со стороны нагреваемого теплоносителейдолжны быть одного и того же порядка, расчет площади поверхности теплообмена ведем по среднему диаметру теплопередающих трубок:F  nd c l ,(13)где l — длина трубок в пучке, м.Откуда получаемF0,85 2,58 м.lnd c 7    0,015Сравнивая полученную длину трубного пучка с даннымистандартных секционных теплообменников (табл.

1.1) делаемвывод, что полученная длина приемлема.2.2.2. Определение геометриипоперечного сечения теплообменникаОпределяем конструкцию поперечного сечения теплообменника. На рис. 2.2 приведен его поперечный разрез. В корпусе 130расположены трубки 2. Принимаем один из основных вариантовразмещения трубок в трубном пучке — по вершинам равносторонних треугольников. Шаг между трубками обычно выбирают впределах s  1,25  1,5d н . Чем меньше шаг между трубками, темменьше площадь сечения для движения теплоносителя в межтрубном пространстве, т.е. тем выше скорость его движения. Однако, с уменьшением шага растут технологические проблемыкрепления трубок в трубных решетках.Принимаем шаг s  1,25d н  1,25 16  20 мм.Минимальный зазор между крайними трубками и корпусомтеплообменника обычно принимается равным k  5 мм.

Принимаем k  5 мм. Тогда, как ясно из рис. 2.2, внутренний диаметркорпуса теплообменника будет равенDв  2 s  d н  2k  2  20  16  2  5  66 мм.(14)Определяем площадь сечения теплообменника для движения греющего теплоносителя, т.е. площадь поперечного сечениямежтрубного пространства. Эта площадь, соответственно рис.2.2, равнаDв2d н2  2(15)f1 n Dв  nd н2 .4442Dвdн dвk1sРис. 2.2. Поперечный разрез теплообменника.31Следовательно,f1 0,06642 7  0,016 2  20,1  10  4 м2.Скорость движения греющего теплоносителя в межтрубномпространствеG1,41w1  1  0,72 м/с.1 f1 972  20,1 10  4По завершению этого этапа расчетов необходимо сделатьанализ полученных результатов. Можно заметить, что полученные скорости движения теплоносителей укладываются в рекомендуемый диапазон.

Поперечное сечение и оценочная длина теплообменника близки к размерам стандартных секционных рекуператоров (см. табл. 1.1). Значит, полученные результаты можновзять за основу дальнейших расчетов.При неудовлетворительных результатах предварительногорасчета, потребовалось бы повторить расчет, изменив геометриюпоперечного сечения теплообменника. Например, если бы скорости движения теплоносителей оказались слишком высоки, понадобилось бы увеличить число трубок в трубном пучке и, соответственно, увеличить диаметр корпуса теплообменника.2.2.3.