методичка по теплотехники. Цель курсовой работы

Скачать 13.73 Mb. Название Цель курсовой работы Анкор методичка по теплотехники.doc Дата 14.04.2017 Размер 13.73 Mb. Формат файла Имя файла методичка по теплотехники.doc Тип Реферат #1062 страница 4 из 6

7.1.2. Курсовая работа №2

Произвести тепловой расчёт секционного водоводяного подогревателя.

Производительность подогревателя Q = 1,1636МВт = 10⁶ккал/час. Температура нагреваемой воды на входе в подогреватель t₂¹=70⁰C, а на выходе –t₂¹¹=95⁰С. Влияние загрязнения поверхности нагрева подогревателя и снижения коэффициента теплопередачи при низких температурах воды учесть коэффициентом β=0,65.

Поверхность нагрева – стальные трубы (принять коэффициент теплопроводности стали равным λ ≈ 39ккал/м*час*К,) диаметром d_вн./d_н=14/16мм.

Температура греющей воды на входе t₁¹= 140⁰C; на выходе - t₁¹¹= 80⁰C.

Скорость воды W_tв трубках принять по возможности близкой к W_т= 0,9м/c.

Для упрощения расчетов принять плотность воды ρ_в=1000кг/м³.^.

На основе расчетов выбрать аппарат, выпускаемый серийно.
Расчет секционного водоводяного подогревателя.

Конструкция теплообменника приведена на рис.3 (Приложение)

Принимаем: нагреваемая вода движется в межтрубном пространстве, а греющая вода движется внутри трубок; теплообменник противоточный.
1.1. Массовый и объёмный расходы воды в трубках
G_т=Q/c_р(t₁¹–t₁¹¹)=1,1636*10⁶/(4,187*(140-80)*10³) = 4,6317кг/c=16670кг/час (массовый расход греющей воды в трубках);

V_т= G/ρ = 16,67м³/час (объёмный расход греющей воды в трубках)

В этих уравнениях:

c_р– теплоёмкость воды;

ρ – плотность воды.
1.2. Массовый и объёмный расходы воды в межтрубном пространстве (уравнения для расчёта аналогичны уравнениям П.1.1).

G_мт=1,1636*10⁶/(4,187*10³_*(95-70)) = 11,116кг/c = 40000кг/час (массовый расход нагреваемой воды);

V_мт= G_мг./ρ= 40м³/час (объёмный расход нагреваемой воды);
1.3. Площадь проходного сечения трубок (по заданной скорости равной W_т = 1м/с).
f_t= V_т/(3600*W_т);

f_t=16,7/(3600*1)=0,00464м^2.
2. Выбираем водоводяной подогреватель МВН-2050-62 по данным таблиц №5 и №6 (Приложение) и по площади проходного сечения трубок - f_т=0,00464м².
По данным таблицы №6, при скорости движения воды 1м/c в трубках теплообменников МВН-2050-29 и МВН-2050-30 массовый расход греющей воды в трубках равен 27000/1,5=18000кг/час.

При такой же скорости движения воды в этих теплообменниках в межтрубном пространстве массовый расход нагреваемой воды равен 66000/1,5=44000кг/час.

Эти значения расходов воды и в трубках, и в межтрубном пространстве близки к расчетным расходам теплоносителей проектируемого теплообменника. Поэтому, для дальнейших расчетов принимаем геометрические параметры этих теплообменников. Примечание: теплообменники МВН-2050-29 и МВН-2050-30 отличаются только лишь своей длиной; характерные размеры, которые необходимы для тепловых расчетов у них одинаковые.

Согласно таблице 5, эти теплообменники имеют:

наружный диаметр корпуса равен d_вн= 168мм;

количество трубок равно n = 37;

площадь проходного сечения трубок равна f_т= 0,00507м²;

площадь проходного сечения между трубками (по сечению нормальному к оси трубок – вода движется параллельно трубкам в межтрубном пространстве) равна f_мт= 0,0122м²;

эквивалентный диаметр в межтрубном пространстве равен d_мт = 0,0212м.

Определяем внутренний диаметр трубок
f_т= n*πd_вн²/4;
d_вн= √4f_т/(nπ)= √0,00507*4/(37π) = 0,0132м = 13,2мм

Примем толщину трубок равной 1,4мм и тогда наружный диаметр трубок равен d_н=16 мм.

Определяем внутренний диаметр корпуса теплообменника.
f_мт= πD_вн²/4- n* πd_н²/4
D_вн=√(f_мт+nπd²_н/4)*4/π =
=√(0,0122+37*π*0,016²/4)*4/π =0,1581м ≈ 158мм

3. Скорость воды:

в трубках
W_т=V_т/(3600*f_.т) = 16,67/(3600*0,00507) = 0,913м/c;
в межтрубном пространстве

W_мт=V_мт/(3600*f_м.т) = 40/(3600*0,0122) = 0,911м/c.
Скорость движения и греющей и нагреваемой воды не превышает заданных в условии значений.

4. Средние температуры воды:

- в трубках
t₁=0,5((t₁¹+ t₁¹¹)=0,5(140+80)=110⁰C;
- в межтрубном пространстве
t₂=(t₂¹+t₂¹¹)=0,5(70+95)=82,5⁰С.
5. Определение режимов течения воды в трубках и в межтрубном пространстве .

5.1. Течение в трубках.
Кинематический коэффициент вязкости воды по средней температуре воды в трубках

ν_т= 0,272*10^-6м²/c (Таблица №1, Приложение)

Число Рейнольдса для воды в трубках

Re_т= W_тd_вн/ν_т= 0,913*13,2*10^-3/(0,272*10^-6)=44300
5.2. Течение между трубками.

Кинематический коэффициент вязкости воды по средней температуре между трубками
ν_мт= 0,357* 10^-6м²/c (Таблица №1, Приложение)
Гидравлический (эквивалентный) диаметр межтрубного пространства
d_м.т.= 4f_м.т//Р=4*0,0122/(π(d_н*n+D_вн)) =

= 4*0,0122/(π(0.016*37+0,158)) = 0,0207м = 20,7мм

В этой зависимости P – периметр внутреннего корпуса и всех трубок теплообменника.

Число Рейнольдса для воды в межтрубном пространстве

Re_мт=W_мт*d_мт/ν_мт= 0,911*0,0207/(0,357*10^-6)= 52820
Таким образом, течение и внутри трубок и в межтрубном пространстве турбулентное, т.к.

Re_т>Re_кр=2300 и Re_мт>Re_кр=2300

6. Определение коэффициентов теплоотдачи при течении воды в трубках и в межтрубном пространстве.

По таблице №3 (Приложение) при турбулентном течении воды в трубках А_5т=2957 (t₁=110⁰C)

По рекомендациям [1] коэффициент теплоотдачи при турбулентном течении воды в трубках

альфа_т= А_5т*W_т^0,8/d_вн^0,2= 2957*0,913^0,8/0,0132^0,2=

= 6533ккал/м²час*К = 7601Вт/м²К
По таблице №3 (Приложение) при турбулентном течении воды в межтрубном пространстве А_5т= 2647 (t₂= 82,5⁰C) и в соответствии с [1]
альфа_мт= А_5мтW_мт^0,8/d_мт^0,2= 2647*0,911^0,8/0,0207^0,2=

= 5335ккал/м²*час*К = 6208Вт/м²К
7. Расчетный коэффициент теплопередачи определяем с учетом термического сопротивления загрязнений (β = 0,65 по заданию) и термического сопротивления стенок стальных трубок теплообменника, принимая коэффициент теплопроводности стали λ=39ккал/м*час*К и толщину стенок трубок δ =(16-13,2)/2=1,4мм.
к=β/[(1/альфа_т+б/λ+1/альфа_мт)]=0,65/[1/6533+0,0014/39+1/5335]=1727ккал/м²*час*К = 2009Вт/м²К.
В этой зависимости коэффициент β=0,65 учитывает уменьшение эффективности теплопередачи из-за загрязнения поверхности теплообмена.

8. Среднелогарифмический температурный напор между греющей и нагреваемой водой.
Теплообменник противоточный и для него

∆t = (∆t¹-∆t¹¹)/ℓn(∆t¹/∆t¹¹) = ((140-95)-(80-70))/ℓп[(140-95)/(80-70)] = 35/ℓп([45/10)] = 23,27⁰C = 23,3⁰C

9. Необходимая поверхность водоводяного подогревателя.

Необходимую поверхность определим из уравнения теплопередачи
F = Q/(к∆t) = 1*10⁶/(1727*23,3) = 24,85м²
10.Необходимая длина трубок по ходу движения греющей воды
L=F/(πd_cрn) = 24,85/(π*0,5(0,016+0,0132)*37) = 14,64м
Здесь:

d_ср- средний диаметр трубок;

n=37 – количество трубок.

При длине трубок одной секции ℓ=4086мм (таблица №6, теплообменник МВН-2050-30) необходимо использовать

Z = L/ℓ = 14,64/4,086 = 3,6 - количество секций.

Принимаем z=4-количество секций теплообменника МВН-2050-30.

Тогда длина трубок по ходу движения воды равна

L_т=4*4086=16344мм,

а длина хода воды в межтрубном пространстве (по конструктивным соображениям расстояние между осями патрубков подвода и отвода воды выбираем равным 3500мм) равна
L_м.т.=4*3500=14000мм
11. Эскизный чертёж рассчитанного теплообменника привести на чертеже. Использовать данные таблицы №5 и таблицы №6, а также рис.3 (Приложение).

1   2   3   4   5   6 6.Определяем коэффициент теплоотдачи от пара – конденсата к стенке трубы. Коэффициент теплоотдачи определяется, главным образом, термическим сопротивлением пленки конденсата, т.е. зависит от её толщины, режима течения пленки, физических свойств конденсата и от температурного напора между конденсатом и стенкой трубы. 6.1. Среднелогарифмический температурный напор от конденсата к нагреваемой воде ∆t=[(t11-t21)-(t111-t211)]/ℓn[(t11-t21)/(t111-t211)]=[(142,9-70)-(142,9-95)]/ℓn[(142,9-70)/(142,9-95)] = 25/ℓп(72,9/47,9)=59,50C. В этой зависимости t11 = t111 = tн = 142,90С (по заданию). 6.2.Cредняя температура воды tв = tн - -∆t = 142,9 - 59,5 = 83,40С. 3. Средняя температура стенки tст = (tн+t)/2 = (142,9+83,4)/2=113,150C. 6.4.Режим течения пленки конденсата определяется по приведенной (к вертикальной) длине трубки [1]. L=mdн∆tпА1, где ∆tп- температурный напор между паром и стенкой трубки ∆tп = tн - -tст = 142,9 – 113,15 = 29,750С; dн=16мм-наружный диаметр трубки; А1=(g/ν2)1/3*λ/(rνγ)[1/м*К] - комплекс физических свойств воды на линии насыщения. Для определения коэффициента А1 используем расчеты, сведенные в таблицу №3 (см. Приложение). При температуре конденсации водяного пара tн=142,90С значение коэффициента А1=97,9. Приведенная вертикальная длина трубки L=12*0,016*29,75*97,9=562 Приведенная к вертикальной длина труб меньше критического значения lкр=3900, при котором на горизонтальных трубках возникает турбулентное течение пленки конденсата Режим течения ламинарный и коэффициент теплоотдачи от конденсата к стенке трубки определяется зависимостью [1] альфап=А2/4√mdн(tн-tст) А2 определяем по таблице №3 (см. Приложение). А2=8243. альфап=8243/4√12*0,016*29,75 = 5332ккал/м2*ч*K = 6204Вт/м2K 7. Определяем коэффициент теплоотдачи от стенки трубки к нагреваемой воде. Режим течения определяется числом Рейнольдса. Re =Wт*dвн/ν, где: ν – кинематический коэффициент вязкости воды (таблица №1, Приложение). При средней температуре воды t=83,40С (определена выше по среднелогарифмическому напору) кинематический коэффициент вязкости воды равен ν = 0,353*10-6м2/c; dвн- внутренний диаметр трубок; Wт = 1м/c –скорость воды в трубках (задана). Re=1*0,014/0,353* 10-6= 39660 Режим турбулентный. Коэффициент теплоотдачи от нагреваемой воды к стенкам трубок при турбулентном течении определяем по зависимости [1] альфав=A5W0,8/dвн0,2, где: А5=2656-коэффициент при турбулентном течении воды при её средней температуре t=83,40C (определяется по таблице №3, Приложение). Тогда, альфав=2656*10,8/0,0140,2= 6237ккал/м2часК = 7258Вт/м2К 8. Рассчитываем коэффициент теплопередачи от пара к воде, как при теплопередаче через плоскую стенку (т.к. толщина стенки трубки мала по сравнению с её радиусом ). К=1/(1/альфап + δ /λ + δ 3/λ3 + 1/альфав) δ = 1мм = 0,001м-толщина трубок; λ = 105Вт/мК - коэффициент теплопроводности латунной трубки; δ3/λ3 = 0,0013м2К/Вт - термическое сопротивление загрязнений на трубке (задано) К = 1 /[1/6204+0,0014/105+0,00013 + 1/7258] = = 1/[1,612*10-4+0,095*10-4+1,3*10-4+1,378*10-4] = = 2281Вт/м2К = 1960 ккал/м2часК 9. Уточненное значение температуры стенок трубок tcт=[tн альфап+tв альфав]/(альфап+ альфав) = = (142,9*6204+83,4*7258)/(6204+7258) = = 65,905+44,96=1110C где tв – средняя температура нагреваемой воды (определена выше). Ранее была в первом приближении определена температура стенки 113,150С. Уточненное значение мало отличается от полученного ранее и расчет не повторяем. 10. Определяем необходимую поверхность теплообмена. Из уравнения теплопередачи F=Q/(к ∆t) = 1,1636*106/(2281*59,5) = 8,57м2 11. По полученной поверхности теплообмена и по выбранной латунной трубке d14./d16мм выбираем пароводяной подогреватель горизонтального типа конструкции Я.С.Лаздана. (Рис.1 и Таблица №4, Приложение). Поверхность теплообмена F=10,4м2; число ходов z=2, число трубок 172, каждая из трубок длиной 1200мм; площадь проходного сечения по воде f=0,0132м2; число рядов трубок, приведенное по вертикали m=12; число корпусов - 3. Основные размеры теплообменника привести на чертеже. Проверяем, действительно ли выбранный т.о. имеет трубки d14/d16мм. F=10,4м2=πdнnℓ - наружная поверхность трубок; dн=F/ πnℓ=10,4/(π*172*1,2) = 0,01604м ≈ 16мм. f = 0,0132м2= (πdвн2/4)*(n/z) - внутренняя поверхность трубок; dвн=√4fz/nπ =2√0,0132*2/(172* π) = 0,1398м = 14мм. Трубки у выбранного теплообменника такие же, как и выбранные в расчете; расчет коэффициента теплопередачи повторять нет необходимости. Длина хода воды равна L=ℓ*z=1200*2=2400мм. 12. Эскизный проект рассчитанного теплообменного аппарата привести на чертеже, используя рис.1 и таблицу№4 (Приложение).