1 (1176233), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

При равенстведавлений теплоносителей целесообразно в межтрубное пространство подаватьпоток с более высокой температурой.При выборе направления движения теплоносителей предпочтение отдаютпротивотоку и перекрестному току, т.к. в этом случае удельная тепловая нагрузка получается выше, чем при прямотоке. Кроме того, при противотоке холодный теплоноситель может быть нагрет до более высокой температуры, чемпри прямоточной схеме аппарата.При кипении жидкости или конденсации пара хотя бы с одной стороны поверхности теплообмена все схемы движения принципиально равноценны.9При выборе продольной или поперечной схемы омывания трубок жидкостью надо стремиться к выравниванию коэффициентов теплоотдачи для обеихжидкостей. При этом следует иметь ввиду, что при отношении Nu / Pr 0,4  5,8выгоднее продольное, а приNu / Pr 0,4  5,8 - поперечное омывание труб.Оребрение поверхности теплообмена применяют для выравнивания термических сопротивлений теплоотдачи в случае, когда с одной стороны поверхности теплообмена наблюдаются большие значения коэффициента теплоотдачи,а с другой – малые.

Так, например, в водяных экономайзерах коэффициент теплоотдачи со стороны жидкости 2  2000...5000Вт/м 2  С, а со стороны газа1  10...30Вт/м 2  С.Для интенсификации теплообмена в таких аппаратах увеличивают площадь поверхности теплообмена со стороны газообразных продуктов сгоранияза счет ее оребрения. Степень оребрения поверхности выбирают, исходя из соотношений 1  F1    2  F2 . Если значение 1  F1   2  F2 , то оребрение выполняют с обеих сторон [6].Выбор трубВыбор материала труб зависит от агрессивности теплоносителей. Для неагрессивных сред при малых давлениях и температурах применяют стальныебесшовные трубы из сталей марок 10, 20.

Для агрессивных теплоносителейприменяют бесшовные трубы из легированных сталей, меди, алюминия. Диаметр труб зависит от материала и условий работы: вязкости и загрязненноститеплоносителей. При определенных условиях работы применяют чугунные икерамические трубы. Из соображений удобства изготовления длину трубныхпучков из стальных бесшовных труб ограничивают размером 6…9 м. При прочих равных условиях необходимо стремиться к минимальной материалоемкости аппарата.Равномерность обтекания пучка труб газом в кожухотрубных теплообмен-10никах зависит от способа размещения труб в трубной решетке.Различают следующие варианты расположения труб в корпусе теплообменного аппарата:Шахматное с применением относительных шагов (рис. 1)S1 1,5...3,0dS2 1,0...2,2dЧастным случаем шахматного расположения является треугольная схемас размещением осей трубы в вершинах равностороннего треугольника, сторонакоторого S1  S 2 (рис.

2). При этом достигается размещение наибольшего числатрубок на одной и той же площади при одном и том же шаге.Коридорное с применением относительных шагов (рис. 3)S1 / d  1,3...2,0S 2 / d  1,3...2,0По концентрическим окружностям, расположенным одна от другой на расстоянии числа S 2 . Расположение трубок по этим окружностям делается с шагом S1  S 2 (мм) (рис. 4).Выбрав тип поверхности теплообмена и направление движения теплоносителей, производят компоновку аппарата.Содержание конструктивного расчета зависит от особенностей выбраннойконструкции аппарата, т.е. трубчатая, пластинчатая, ребристая, спиральная ит.д.Для кожухотрубных аппаратов, имеющих наибольшее распространение впромышленности, по поверхности теплообмена определяют количество труб,их размещение в трубной решетке, диаметр корпуса аппарата, число ходов втрубном и межтрубном пространстве и размеры входных и выходных патрубков.Количество труб определяют соотношением:NF,  d рас  l(3.1)где F – величина поверхности теплообмена, м 2 ; l – длина трубы, м; d рас – рас-11S2S1dР и с.

1S2S1SSSР ис.2SР ис.3Р и с. 412четный диаметр трубы, мпри 1   2d рас  dнпри 1   2d рас  0,5(dн  dв )при 1   2d рас  dвПри компоновке труб в пучке шаг труб принимают:S = (1,3…1,5)  d н , но не менее, чем d н + 6 мм.Внутренний диаметр корпуса теплообменника определяют по следующимуравнениям.Для одноходовых аппаратов:D  1,1  S  n , мм(3.2)Расчетное значение диаметра корпуса округляют до ближайшего стандартного, рекомендуемого ГОСТами или нормалями.Для многоходовых аппаратов внутренний диаметр определяют с учетомразмещения перегородок обычно графическим способом.

Расстояние междутрубными дисками (активная длина трубок) равно:lF  d нар  n  z,м(3.3)где n – число трубок в одном ходу; z – число ходов.Длина трубок не должна превышать 6 м. В многоходовых аппаратах следует выбирать четное число ходов. Если в многоходовом теплообменнике длинатруб получается выше допустимой, надо изменить либо диаметр, либо скоростьдвижения теплоносителя, либо обе эти величины.Полная высота кожухообразного аппарата складывается из активной длины труб и высоты коллекторов:H = 1+2h, мм(3.4)где h – высота коллектора, мм.Высотуколлекторавыбираютизконструктивныхсоображенийh = 200…400 мм.Расстояние между сегментными перегородками определяют по соотноше-13нию:hFмж,мDв  (l  d нар / S )(3.5)где Fмж - площадь поперечного сечения межтрубного пространства, м2.Ширину перегородок обычно принимают (0,6…0,8)  Dв .Диаметры патрубков зависят от скорости и расхода теплоносителей, определяемые по формулам:  d 2пGGили d п  1,125 ,м  4   (3.6)где G – расход теплоносителя, кг/ч;  – плотность теплоносителя, кг/м 3 ;υ – скорость теплоносителя в патрубке, м/с;  – время, с.Полученная величина d п округляется до ближайшего стандартного значения, рекомендуемого ГОСТами или нормалями.Для спирального аппарата задаются поверхностью теплообмена F, шириной канала b, толщиной листов  и высотой спиралей h.Шаг спиралей определяют соотношением:где  = 2…8 мм; b = 6…15 мм.S  b   , мм(3.7)Каждый полувиток спирали строят по радиусам r1 и r2, которые для первыхвитков равны:r2  d / 2  S , ммr1  d / 2 , ммгде d– диаметр первого витка внутренней спирали (выбирают из конструктивных соображений); r1 – радиус первого полувитка r1 = 140…150 мм; S – шагвитков, мм.Длина спирали равна:l0    d  S  n  2    S  n 2 , мм(3.8)Число витков спирали определяют по формуле:2nlS dS d    0 ,4 S2  S 4 S где l0 – длина спирали при числе витков n.(3.9)14Наружный диаметр спирального аппарата равен:Dн  d  2  n     , мм(3.10)Высоту спирали принимают h = 375…750 мм.Поверхность теплообмена пластинчатого аппарата определяют по форму-F  a  b  2  n  2  z, м 2ле:(3.11)где a и b – ширина и высота пластин, м; n – число пластин, шт; z – число секций, шт.Для змеевикового аппарата исходными данными являются поверхность теплообмена F, наружный диаметр трубы змеевика d н , диаметр витка змеевикаDзм и расстояние между осями соседних витков S.

Из расчета определяют длину трубы, из которой навивают змеевик, по формуле:lF, м  dн(3.12)Длину одного витка змеевика определяют соотношением:2l1    Dзм S 2    Dзм , мЧисло витков змеевика соответственно равно:(3.13)n  l / l14. Методика теплового расчета теплообменных аппаратовВ данной работе необходимо выполнить конструктивный тепловой и гидродинамический расчет теплообменного аппарата, который заключаются в определении величины его поверхности теплообмена и мощности, необходимойдля перемещения каждого теплоносителя в теплообменнике.Тепловой расчет основан на совместном решении уравнений теплового баланса и теплопередачи.Уравнение теплового баланса имеет вид:Q  G1  i1  G2  i2(4.1)где: Q – тепловая мощность теплообменника (количество теплоты, передаваемого в единицу времени), Вт;15G1 ;G2 – расходы первичного (горячего) и вторичного (холодного) теплоносителей, кг/сек;i1; i2 – изменение энтальпии первичного и вторичного теплоносителей,Дж/кг.Уравнению (4.1) можно придать различную форму в зависимости от конкретных условий протекания процесса.

При теплообмене без фазовых превращений получим:i  cpm (t   t )(4.2)где: t  и t  – начальная и конечная температуры теплоносителя, оС; cpm – средняя удельная теплоемкость теплоносителя в интервале температур t   t  ,Дж/кг.град.При изменении агрегатного состояния теплоносителя, например, в результате конденсации насыщенного пара, имеем:i  i  i  r(4.3)где: i – энтальпия сухого насыщенного пара, Дж/кг; i – энтальпия конденсата в состоянии насыщения, Дж/кг; r – скрытая удельная теплота парообразования, Дж/кг.Уравнение теплопередачи для расчета теплообменников имеет вид:Q  k  F  t ср(4.4)где: k – коэффициент теплопередачи, Вт/м 2  град; F – поверхность теплообмена, м 2 ; t ср – средний температурный напор, С .4.1.

Характеристики

Список файлов ВКР