Средняя температура нагревающей воды

t_в.ср=(t_в'+t_в'')/2; (1.2)

t_в.ср=(20+60)/2=40 °С.

По этим температурам теплоносителя определим коэффициент теплопроводности l_в и l_к, плотность r_в и r_к, удельный объем v_в и v_к, коэффициент кинематической вязкости n_в и n_к, теплоемкость воды с_в и с_к.

При t_к.ср=82,5°С, l_к= 0,674 Вт/(м ^оС), r_к= 971,8 кг/м³, n_к= 0,365 м²/с, с_к= 4,195 кДж/(кг ^оС).

При t_в.ср=40°С, l_в=0,634 Вт/(м ^оС),, r_в= 992,2 кг/м³, n_в=0,659 м²/с, с_в=4,174 кДж/(кг ^оС)..

Из уравнения теплового баланса

Q= D_к ·с_к·(t_к'-t_к”)·_n=D_в·с_в·(t_в”-t_в') (1.3)

определим количество теплоты Q, воспринимаемое нагреваемой водой

Q= D_в·с_в·(t_в”-t_в') (1.4)

Q=6,24,187(95-70)=649 КВт

и массовый расход греющего теплоносителя D_к, приняв коэффициент _n, учитывающий потери теплоты в окружающую среду равным 0,95-0,99

 

 

; (1.5)

Dk=649/[4.187(95-70)0.98]=9,6 кг/с

Для определения количества трубок зададимся скоростью движения воды в трубках w_в=0,5м/с и определим режим течения воды в трубках

Re= (1.6)

Re=

где d_вн=d-2d - внутренний диаметр трубок, м, - коэффициент кинематической вязкости воды, м²/с.

Для заданной схемы движения теплоносителей (вода движется внутри трубок) и заданного наружного диаметра трубок определим общее число трубок одного хода подогревателя:

nх = 4Dв / (wв × rв ×p × d2вн)=46,2/[1992,23,140,014²]=40 (1.7)

где r_в – плотность воды при t_вср, кг/м³.

При заданном расположении трубок в трубной решетке определим действительное значение числа трубок n=1588 и относительный диаметр трубной решетки D'/S=44.

Определим диаметр трубной решетки

D'= (D'/S) S. (1.8)

D'=619,2=144 мм.

Определим внутренний диаметр корпуса

D=D'+d+2k; (1.9)

D=144+16+32=192 мм.

где k - кольцевой зазор между крайними трубками и кожухом принимается из конструктивных соображений, но не менее 6 мм.

Из стандартного ряда диаметров выбираем D=200мм.

При расположении труб по вершинам равностороннего треугольника число шестиугольников для размещения труб равно:

(1.10)

Число труб по диагонали наибольшего шестиугольника составит

шт

(1.11)

Общее число труб в шестиугольниках

(1.12)

шт

По ранее определенному режиму течения воды внутри трубок (турбулентный режим) найдем критерий Нуссельта по формуле

(1.13)

Nuв=0,02321244^0,84,31^0,41=119,5 ,

где - число Прандтля для воды определяемое по таблице 1 [1] в зависимости от температуры; - поправочный коэффициент, при соотношении длины трубок к их диаметру , =1.

Из критериального уравнения Нуссельта определим коэффициент теплоотдачи от внутренней поверхности стенки трубок к воде

. (1.14)

в=119,50,634/0,014=5412Вт/м²°С

Найдем скорость движения воды в межтрубном пространстве.

Для этого рассчитаем площадь межтрубного пространства и площадь, занятую трубами.

Площадь поперечного сечения корпуса с D=0,2м

F₁= (1.15)

F1=3,140,2²/4=0,0314 м².

Площадь занятая трубами:

(1.16)

f=3,140,016²37/4=0,0074355 м².

Площадь межтрубного пространства:

(1.17)

f₁=0,0314 - 0,0074355= 0,024 м².

Скорость воды в межтрубном пр остранстве:

(1.18)

Для определения коэффициента теплоотдачи от греющей воды к трубкам найдем число Рейнольдса

Re= (1.19)

Re=

где d_э- эквивалентный диаметр, м, рассчитываем по формуле

(1.20)

где =3,14(0,2+370,014)=2,25м. (1.21)

Желательно чтобы значение числа Рейнольдса соответствовало турбулентному режим течения воды, тогда критерий Нуссельта определим по формуле

(1.22)

 

где - число Прандтля для воды определяемое по таблице 1 [1] в зависимости от температуры; - поправочный коэффициент, при соотношении длины трубок к их диаметру , =1;

Тогда коэффициент теплоотдачи от греющего теплоносителя к стенке трубок

(1.23)

Коэффициент теплопередачи через стенку трубки вычисляем по формуле

К= (1.24)

К=

где _ст-толщина стенок трубок,м,

_ст- теплопроводность материала трубок Вт/(м°С),

- термическое сопротивление загрязнения трубок.

Поверхность нагрева подогревателя

(1.25)

где - средняя логарифмическая разность температур (температурный напор) определяемый по формуле для различных схем движения теплоносителей прямоток или противоток

, (1.26)

где tб- температурный напор больших температур, tм- температурный напор меньших температур.

Длина трубок

(1.27)

где d_ср=(d_вн+d_н)/2=(0,014+0,016)/2=0,015м. (1.28)

Для расчета диаметров штуцеров аппарата принимаем скорость воды в штуцере нагреваемой воды =3м/с и в штуцере греющей воды =3м/с получим

(1.29)

 

Диаметр штуцера:

(1.30)

 

Принимаем диаметры штуцеров d_шт1= 50мм; d_шт2=65мм.

 

 

 

 

Гидравлический расчет.

Данный расчет определяет мощность затрачиваемую на обеспечение движения теплоносителей через аппарат.

Полный напор DР, необходимый для движения жидкости или газа через теплообменник, определим по формуле, Па

(2.1)

где SDР_тр — сумма гидравлических потерь на трение, Па; SDР_м — сумма потерь напора в местных сопротивлениях, Па; SDР_у — сум­ма потерь напора, обусловленных ускорением потока, Па; SDР_г — перепад давления для преодоления гидростатического столба жид­кости, Па.

Гидравлические потери на трение в каналах при продольном омывании пучка труб теплообменного аппарата определим по формуле, Па

(2.2)

где l_тр— коэффициент сопротивления трения; L — суммарная длина трубок, м; d_э — эквивалентный диаметр, равный внутренне­му диаметру трубок, м; r — плотность воды, кг/м³; w — средняя скорость воды на данном участке, м/с.

Коэффициент сопротивления трения для чистых трубок можно рассчитать по формуле:

греющий теплоноситель

(2.3)

 

 

нагреваемый теплоноситель

Гидравлические потери давления, Па, в местных сопротивле­ниях определим по формуле:

нагреваемый теплоноситель:

(2.4)

греющий теплоноситель:

найдем среднее число рядов трубок m, омываемых поперечным потоком конденсата или пара, равно нечетному числу трубок, размещаемых на диаметре теплообменника:

(2.5)

полученное значение округляем до ближайшего нечетного числа m=45,

коэффициент сопротивления для пучка труб при поперечном омывании

=(5,4+3,4m)Re^-0,29=1,3Па (2.6)

Потери давления, Па, обусловленные ускорением потока вслед­ствие изменения объема теплоносителя при постоянном сечении канала, определим по формуле:

нагреваемый теплоноситель (2.7)

греющий теплоноситель

где w₁ и w₂ — скорости теплоносителя во входном и выходном се­чениях потока соответственно, м/с;

r₁ и r₂ — плотности теплоноси­теля во входном и выходном сечениях потока соответственно, кг/м³.

Перепад давления для преодоления гидростатического столба жидкости равен нулю (DР_Г=0), так как данный подогреватель не сообщается с окружающей средой.

Полный напор, необходимый для движения воды через аппа­рат:

греющий теплоноситель:

нагреваемый теплоноситель:

Мощность, необходимая для перемещения воды через подогреватель:

греющий теплоноситель: (2.8)

нагреваемый теплоноситель:

где G_B — объемный расход воды, м³/с; h= 0,85 — коэффициент по­лезного действия насоса.