125707 (690652), страница 5

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

Текст из файла (страница 5)

Варнант 4К. D=800 мм, d_H = 20X2 mm, z = 6, n/z = 618/6= 103.

Результаты расчета: Re₁ =8560, α₁ =2030 Вт/(м²∙К), Re₂ = 7754,

α₂ = 2941 Вт/(м²∙К)

К=611 Вт/(м²∙К), F=90,3 м².

Из табл. I Приложения видно, что теплообменник с трубами длиной 3,0 м, номинальной поверхностью F_4K= 116 м² подходит с запасом ∆ = 28,5 %. Его масса M_4K = 3550 кг, что на 400 кг меньше, чем в варианте ЗК.

Дальнейшее сопоставление трех конкурентоспособных вариантов (IK, ЗК и 4К) проводят по гидравлическому сопротивлению.

2.2 Расчет гидравлического сопротивления кожухотрубчатых теплообменников

Гидравлический расчет проводят по формулам, приведенным ниже.

В трубном пространстве перепад давления определяют по формуле (1.1), в которой длина пути жидкости равна Lz. Скорость жидкости в трубах

ω_тр=

Коэффициент трения определяют по формулам (1.4) — (1.7). При Re_Tp> 2300 его можно также определить по формуле [6]:

где e=∆/d — относительная шероховатость труб; ∆ — высота выступов шероховатостей (в расчетах можно принять ∆ = 0,2 мм).

Коэффициенты местных сопротивлений потоку, движущемуся в трубном пространстве:

ξ_тр1 = 1.5 — входная и выходная камеры;

ξ_тр2 = 2,5— поворот между ходами;

ξ_тр3= 1,0 — вход в трубы и выход из них.

Местное сопротивление на входе в распределительную камеру и на выходе из нее следует рассчитывать по скорости жидкости в штуцерах. Диаметры штуцеров нормализованных кожухотрубчатых теплообменников приведены в таблице.

В межтрубном пространстве гидравлическое сопротивление можно рассчитать по формуле:

∆ρ_мтр= (∑ξ_мтр)∙ρ_мтр∙ω²_мтр /2

Скорость жидкости в межтрубном пространстве определяют по формуле

ω_мтр=G_мтр/(S_мтр∙ρ_мтр

где S_мтp — наименьшее сечение потока в межтрубном пространстве

(см. табл. 2.3—2.5).

Коэффициенты местных сопротивлений потоку, движущемуся в межтрубном пространстве:

ξ_тр1= 1,5 — вход и выход жидкости;

ξ_тр2= 1,5 — поворот через сегментную перегородку;

ξ_тр3= 3m/Re^0,2_мтр — сопротивление пучка труб [13, с. 455],

где Re_мтр=G_мтрd_н/(S_мтрµ_мтр); m — число рядов труб, которое приближенно можно определить следующим образом.

Общее число труб при их размещении по вершинам равносторонних треугольников равно п= 1 + 3а + 3а², где а — число огибающих трубы шестиугольников (в плане трубной доски). Число труб в диагонали шестиугольника b можно определить, решив квадратное уравнение относительно а:

b = 2а+l=2V(n—1) /3 + 0,25.

Число рядов труб, омываемых теплоносителем в межтрубном пространстве, приближенно можно принять равным 0,5b, т. е.

m =

Сопротивление входа и выхода следует также определять по скорости жидкости в штуцерах, диаметры условных проходов которых приведены в таблице.

Число сегментных перегородок зависит от длины и диаметра аппарата. Для нормализованных теплообменников эти числа приведены в табл. 2.7.

Расчетные формулы для определения гидравлического сопротивления в трубном и межтрубном пространствах окончательно принимают вид:

где г — число ходов по трубам;

∆ρ_мтр =

где х — число сегментных перегородок; т — число рядов труб, преодолеваемых потоком теплоносителя в межтрубном пространстве.

- Расчет гидравлического сопротивления. Сопоставим три выбранных варианта кожухотрубчатых теплообменников по гидравлическому сопротивлению.

Вариант 1К. Скорость жидкости в трубах

ω_тр=G₁/(S_тр∙ρ₁)=6/(0,018∙986)=0,338 м/с

Коэффициент трення рассчитывают по формуле (2.31):

Диаметр штуцеров в распределительной камере d_{Tp ш} = 0,150 м; скорость в штуцерах

ω_тр.ш = 6,0∙4/(π∙0,15²∙986) =0.344 м/с.

В трубном пространстве следующие местные сопротивления: вход в камеру и выход из нее, три поворота на 180°, четыре входа в трубы и четыре выхода из них.

В соответствии с формулой (2.35) гидравлическое сопротивление трубного пространства равно

= =2716 + 873+175 = 3764 Па.

Число рядов труб, омываемых потоком в межтрубном пространстве, m≈ ; округляя в большую сторону, получим т = 9. Число сегментных перегородок х= 18 (см. табл. 2.7). Диаметр штуцеров к кожуху d_мтр.ш = 0,200 м, скорость потока в штуцерах:

W_мтр.ш = 21,8∙4/(π∙0,2²∙996)=0,697 м/с.

Скорость жидкости в наиболее узком сечении межтрубного пространства площадью S_мтp=0,040 м² (см. табл. 2.3) равна:

ω_мтр =21,8/(0,040-996) =0,547 м/с.

В межтрубном пространстве следующие местные сопротивления: вход и выход жидкости через штуцера, 18 поворотов через сегментные перегородки (по их числу х = 18) и 19 сопротивлений трубного пучка при его поперечном обтекании (х + 1).

В соответствии с формулой (2.36) сопротивление межтрубного пространства равно

∆ρ_мтр = = 10 902+4023 + +725=15 650 Па.

Вариант ЗК. Аналогичный расчет дает следующие результаты:

ω_тр = 0,277 м/с; λ=0,0431; ω_{тр ш} = 0,344 м/с; ∆р_тр = 2965 Па; ω_тр = 0,337 м/с; ω_мтр.ш = 0,446 м/с; m= 12; х = 8; ∆р_мтр = 3857 Па.

Сопоставление этого варианта с вариантом 1К показывает, что, как и ожидалось, по гидравлическому сопротивлению вариант ЗК лучше.

Вариант 4К. Результаты расчета: ω_тр=0,304 м/с; λ=0,0472; ω_тр.ш = 0,344 м/с; ∆р_тр = = 3712 Па; ω_мтр = 0,337 м/с; ω_мтр.ш = 0,446 м/с; m=15; x: = 6;

∆р_мтр = 3728 Па.

Сопротивление этого теплообменника мало отличается от сопротивления предыдущего, а его масса на 400 кг меньше. Поэтому из дальнейшего сравнения вариант ЗК можно исключить, считая конкурентоспособными лишь варианты 1К и 4К. Выбор лучшего из них должен быть сделан на основе технико-экономического анализа.

2.3 Расчет пластинчатого теплообменника

Для той же технологической задачи, что и в предыдущем разделе, рассчитать и подобрать нормализованный пластинчатый теплообменник.

Эффективность пластинчатых и кожухотрубчатых теплообменников близка. Поэтому ориентировочный выбор пластинчатого теплообменника целесообразно сделать, сравнив его с лучшим вариантом кожухотрубчатого. Из таблицы следует, что .поверхности, близкие к 100 м², имеют теплообменники с пластинами площадью 0,6 м². Для уточненного расчета выберем три варианта: '

1П: f=80 м^г, число пластин N=136, тип пластин 0,6;

2П: F = 63 м², число пластин N=108, тип 0,6;

ЗП: F = 50 м², число пластин N=86, тип 0,6.

Расчет по пунктам I—4 аналогичен расчету в разд. 2.4.1, поэтому опускаем его.

- Уточненный расчет требуемой поверхности.

Вариант 1П. Пусть компоновка пластин самая простая: Сх:68/68, т. е. по одному пакету (ходу) для обоих потоков. Скорость горячей жидкости в 68 каналах с проходным сечением 0,00245 м² (см. табл. 2.14) равна

ω₁ = 6,0/ (986 • 68• 0,00245) = 0,0365 м/с.

Эквивалентный диаметр каналов d_э = 0,0083 м (см. табл. 2.14); тогда

Re, = 0,0365∙0,0083∙986/0,00054 = 553> 50,

т. е. режим турбулентный, поэтому по формуле (2.20) находим:

α₁ = (0.662/0,0083) 0,135∙553^0,73∙3,42^0,43= 1836 Вт/(м²∙К).

Скорость холодной жидкости в 68 каналах:

ω₂ = 21,8/ (996∙68∙0,00245) =0,1314 м/с;

Re₂ = 0,1314 • 0,0083 • 996/0,000804 = 1351 > 50:

α₂= (0,618/0,0083) 0,135∙1351^0,73∙5,44^0,43 = 4017 Вт/(м²∙К).

Сумма термических сопротивлений гофрированной пластины из нержавеющей стали толщиной 1,0 мм (см. табл. 2.14) и загрязнений составляет:

∑δ/λ = 1,0∙10^-3/17.5+ 1/2900+ 1/2900 = 0,000747 м²∙К/Вт.

Коэффициент теплопередачи равен:

К= (0,000747 +1/1836 + 1/4017)-'=649 Вт/(м²-К).

Требуемая поверхность теплопередачи

F= 1822 650/(649∙40,8) =68,8 м².

Теплообменник номинальной поверхностью F_1п = 80 м² подходит с запасом

∆= (80 — 68,8) 100/68,8=16,3%.

Его масса М_1п=1690 кг (см. табл. 2.13).

Вариант 2П. Схема компоновки пластин Сх:54/54. Результаты расчета:

ω₁= 6,0/(986∙54∙0,00245) =0,046 м/с; Re₁=0,046∙0,0083∙986/0,00054 = 697;

α₁ = 1836(697/553)^0,73 = 2147 Вт/(м²∙К);

ω₂=21,8/(996∙54∙0,00245) =0,165 м/с;

Re₂ = 0,165∙0,0083∙996/0,000804 =1697;

α₂ = 4017(1697/1351)^0,73 = 4744 Вт/(м²∙К);

К= (1/2174+ 1/4744+ 0,000747)^-1=705 Вт/(м²∙К);

F =1 822 650/(40,8∙705) =63,3 м².

Номинальная поверхность F_2п ⁼ 63,0 м² недостаточна, поэтому необходимо применить более сложную компоновку пластин. Очевидно, целесообразно увеличить скорость движения теплоносителя с меньшим коэффициентом теплоотдачи, т. е. горячей жидкости. При этом следует иметь в виду, что несимметричная компоновка пластин, например по схеме Сх:(27+ 27)/54, приведет к уменьшению средней движущей силы, поскольку возникнет параллельно-смешанный вариант ' взаимного, направления движения теплоносителей. При симметричной компоновке, т. е. при одинаковом числе ходов для обоих теплоносителей, сохраняются противоток и среднелогарифмическая разность температур.

Рассмотрим Сх: (27+27)/54. Скорость горячей жидкости и число Re₁ возрастут вдвое, а коэффициент теплоотдачи ai увеличится в соответствии с формулой (2.20) в 2^0,73= 1,66 раза. Коэффициент α₂ останется неизменным. Получим:

α₁=2174∙1,66 = 3605 Вт/(м²∙К);

К=( 1/3605+ 1/4744+0,000747)^-1=810 Вт/(м²∙К).

В данном случае поправку на среднелогарифмическую движущую силу можно найти так же, как для кожухотрубчатых теплообменников с одним ходом в межтрубном пространстве и четным числом ходов в трубах:

ε_∆t = 0,813 (см. разд. 2.4.1).

Тогда

∆t_ср = 40,8∙0,813 = 33,2°С.

Требуемая поверхность теплопередачи

F=1822 650/(810∙33,2) =67,8 м².

Номинальная поверхность F_2п=63,0 м² по-прежнему недостаточна.

Перейдя к симметричной компоновке пластин, например по схеме Сх: (27 + 27)/(27 + 27), вернемся к схеме чистого противотока с одновременным увеличением α₂ в 1,66 раза:

α₂ = 4744 •1,66 = 7875 Вт/ (м² • К);

К = (I /3605 + 1 /7875 + 0.000747) ^-1 = 869 Вт/ (м² • К);

F= 1 822 650/(40,8∙869) =51,4 м².

Теперь нормализованный теплообменник подходит с запасом

∆= (63 — 51,4) 100/51,4=22,6%.

В этом теплообменнике скорость горячей жидкости

ω₁ =0,046∙2 = 0,092 м/с, Re₁ =697∙2= 1394,

Характеристики

Список файлов курсовой работы