методичка по теплотехники. Цель курсовой работы

2.2.2. Коэффициент теплоотдачи конденсирующегося бензола определяют по зависимости [1].




альфа_б=А/⁴√d*∆t_б
где d-гидравлический диаметр канала;

∆t_б – температурный напор от конденсирующихся паров бензола к стенке канала со стороны бензола;

А – коэффициент, зависящий от физических свойств конденсирующегося бензола и от скрытой теплоты его парообразования. Зависимость для определения коэффициента А приведена далее.

Дальнейший расчёт проводим последовательными приближениями, задаваясь в каждом новом приближении температурой стенки канала со стороны бензола. Каждое приближение заканчиваем сравнением заданного и полученного значений температуры стенки канала со стороны бензола.

Приближение №1.

Принимаем температуру стенки канала со стороны бензола равной t_ст1 = 57,9⁰C
Тогда, ∆t_б = t_к – t_ст1 = 80,1 – 57,9 = 22,2⁰C – температурный напор от конденсирующихся паров бензола к стенке канала, а средняя температура плёнки конденсирующегося бензола равна
t_п = (t_к + t_ст1)/2 = (80,1+57,9)/2 = 69⁰C
В соответствии с [1]

А=С^0,75*r^0,25, где С - коэффициент, зависящий от физических параметров конденсата бензола (от температуры его насыщенных паров).

В нашем случае С=3423 [1]. В курсовой работе допускается принимать это значение для всех вариантов заданий.
Тогда,

альфа_б=А/⁴√d∆t_,б = 3423^0,75*94,5^0,25/⁴√0,0196*22,2 = 1395/0,812 = = 1718ккал/м²часК = 1998Вт/м²К
Для определения коэффициента теплоотдачи к воде определим её режим течения.

Число Рейнольдса
Re=wdρ/μ=wdγ/μg=(0,525*0,0196*1000)/(0,854*1,02*10^-4*9,81) = 12042
В этой зависимости

μ = 0,854сП=0,854*1,02*10^-4 = 87,108*10^-6кг*с/м²-динамический коэффициент вязкости воды при её средней температуре t=27,2⁰C (таблица №1 или [2]; перевод из единиц “сантипуаз” в “кг*с/м² технической системы единиц” см. в [3]).

Режим течения турбулентный.

Для турбулентного режима течения воды коэффициент теплоотдачи определим по зависимости [1].
альфа_в=А₅w^0,8_в/d^0,2,
где А₅=1860 (таблица№3, Приложение).
альфа_в=1860*0,525^0,8/0,0196^0,2=2439ккал/м²часК=2838 Вт/м^2КК
Термические сопротивления загрязнений канала приведены в задании. Термическое сопротивление загрязнения со стороны бензола равно R_загр.б = =0,0001м²часК/ккал, а со стороны воды - R_загр.в = 0,0007м²часК/ккал.

Определим термическое сопротивление стальной спирали, принимая её толщину равной δ = 2,5мм, а коэффициент теплопередачи стали равным λ = 40 ккал/м*час*К
R_ст= б/λ = 0,0025/40 = 0,0000625м²часК/ккал
Тогда, коэффициент теплопередачи спирального теплообменника равен
к= 1/(1/альфа_б+R_затр.б+R_ст+R_затр.в+1/альфа_в) =

= 1/(1/1718+0,0001+0,0000625+0,0007+1/2439) =

=1/(0,000582+0,0001+0,0000625+0,0007+0,00041)= =539,2ккал/м²часК=627Вт/м²К
Необходимая площадь поверхности нагрева спирального теплообменника
F=Q/к∆t= 94500/(539,2*52,9)=3,25м²
Определяем температуру стенки канала в первом приближении
t_ст1 = t_к – Q/(F*альфа_б) = 80,1 – 94500/(3,25*1718) = 63,18⁰C
Так как полученное значение температуры стенки канала заметно отличается от заданного, проводим расчёт во втором приближении.

Приближение №2.

Принимаем температуру стенки канала со стороны бензола равной t_ст1 = 63,2⁰C
Тогда, температурный напор на плёнке бензола равен

∆t_б = t_к – t_ст1 = 80,1 – 63,2 = 16,9⁰C,
а средняя температура конденсирующегося бензола равна
t_п = (t_к + t_ст1)/2 = (80,1+63,2)/2 = 71,65⁰C
А=С^0,75*r^0,25, где С - коэффициент, зависящий от физических параметров конденсата бензола (от температуры его насыщенных паров). Принимаем С=3423

Тогда,




альфа_б=А/⁴√d∆t_,б=3423^0,75*94,5^0,25/⁴√0,0196*16,9 =

= 1839ккал/м²часК = 2140Вт/м²К
Коэффициент теплоотдачи к воде был определён в приближении №1
альфа_в = 2838 Вт/м^2КК
Термические сопротивления загрязнений канала и стальной спирали принимаем такими же, как и в приближении №1.
Тогда, коэффициент теплопередачи спирального теплообменника равен
к = 1/(1/альфа_б+R_затр.б+R_ст+R_затр.в+1/ альфа_в) =

= 1/(1/1839+0,0001+0,0000625+0,0007+1/2439) =

=1/(0,000544+0,0001+0,0000625+0,0007+0,00041)= =550,6ккал/м²часК=641Вт/м²К
Необходимая площадь нагрева спирального теплообменника
F = Q/(к*∆t) = 94500/(550,6*52,9)=3,24м²

Определяем температуру стенки канала во втором приближении
t_ст1 = t_к – Q/(F*альфа_б) = 80,1 – 94500/(3,24*1839) = 64,2⁰C

Так как полученное значение температуры стенки канала со стороны бензола близко к заданному во втором приближении, то дальнейшие приближения не проводим.
3. По данным таблицы №9 (Приложение) минимальная поверхность серийных спиральных теплообменников составляет 15м². Поэтому, определяем размеры проектируемого теплообменника расчетом.
3.1. Геометрический и компоновочный расчет матрицы спирального теплообменника.

3.1.1. Из рис.5 (Приложение) видно, что количество витков наружной спирали на 0,5 витка больше, чем количество витков внутренней спирали, т.е.
n₂=n₁+0,5

где:

n₁-количество витков внутренней спирали;

n₂-количество витков наружной спирали.

Длина внутренней спирали
L₁=π(D_1ср/2)*n₁=π((D+d-2t)/2)*n₁,
где:

L₁ – длина внутренней спирали;

D-2t – наружный диаметр внутренней спирали;

D – наружный диаметр наружной спирали;

D_1ср – средний диаметр внутренней спирали;

t = в + δ = 10 +2,5 = 12,5мм – шаг спирали;

δ – толщина спирали;

d – внутренний диаметр наружной и внутренней спиралей (внутренний диаметр матрицы теплообменника).

Длина наружной спирали
L₂ = π((D+d)/2)*n₂ = π((D+d)/2)*(n₁+0,5))
3.1.2. Определим количество витков внутренней спирали - n₁

Общее количество витков обоих спиралей
n₁+n₁+0,5 = (D-d)/(2t);

Откуда,
n₁ = [((D-d)/2t)-0,5]/2 = (D-d-t)/4t
Уравнение поверхности нагрева матрицы
В_к(L₁+L₂) = F;

L₁+L₂ = F/В_к

Здесь:

F – площадь поверхности нагрева (охлаждения) матрицы теплообменника;

В_к, L₁, L₂ – ширина каналов и длина спиралей матрицы.

Подставим в последнее уравнение полученные выше уравнения для длин наружной и внутренней спиралей.
π ((D+d-2t)/2)*n₁+ π((D+d)/2)*(n₁+0,5) = F/В_к;

(D+d-2t)*n₁+(D+d)(n₁+0,5) = 2F/(πВ_к);

(D+d)*n₁-2tn₁+(D+d)*n₁+ (D+d)/2 = 2F/(πВ_к);

2(D+d)*n₁ + (D+d)/2-2tn₁ = 2F/(πВ_к);

2n₁(D+d-t) + (D+d)/2 = 2F/πВ_к;
Подставим в это соотношение полученную ранее зависимость для количества витков внутренней спирали - n₁ = (D-d-t)/4t.
(D+d-t)*(D-d-t)/(2t)+(D+d)/2 = 2F/(πВ_к);

(D-t+d)(D-t-d) + (D+d)*t = 4Ft/(πВ_к);

D² - 2Dt+t²-d²+Dt+dt = 4Ft/(πВ_к);

D²-Dt+t²-d²+dt-4Ft/(πВ_к) = 0
3.1.3. Выполним расчет, принимая внутренний диаметр матрицы равным d=150мм.
Наружный диаметр наружной спирали определим из последнего полученного уравнения

D²-12,5D+12,5²-150²+150*12,5-(4*3,25*10⁶*12,5)/(π500) = 0;

D²-12,5D+156,25-22500+1875-103450,8 = 0;

D²-12,5D-123919,55 = 0;

D=358,5мм;
Количество витков внутренней и наружной спиралей
n₁=(D-d-t)/4t=(358,5-150-12,5)/(4*12,5) = 3,92;

n₂=n₁+0,5=4,42
Длина внутренней спирали
L₁=(π(D+d-2t)/2)*n₁=π(358,5+150-25)/2*3,92=2977,2м.
Длина наружной спирали
L₂=(π(D+d)/2)*n₂=(π(358,5+150)/2)*4,42=3530,5м.
3.1.4 Проверка.

Поверхность нагрева матрицы
F=(L₁+L₂)В_к=(2977,2+3530,5)*10^-3*0,5=3,254м².
Т.к. необходимое значение поверхности равно 3,25м², то расчет проведен верно.

4. Эскизный проект рассчитанного спирального теплообменника привести на чертеже. Для разработки эскиза использовать полученные геометрические параметры спирального теплообменника, а также рис.5 и рис.6.

Рис.2


Таблица №2




Здесь - n'₁ – количество трубок, размещаемых на трубной доске по вершинам равносторонних треугольников (ромбическое размещение); n'₂ – количество трубок, размещаемых по концентрическим окружностям [Рис.2]

Таблица №5

Основные размеры водоводяных подогревателей по МВН – 20250-62 [Рис.3]

Вес приведен для разъёмных односекционных подогревателей


Таблица №6

1   2   3   4   5   6