ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ

Расчет пароводяного подогревателя

Пояснительная записка

ТО №в 28 КП 103Г

Выполнил

студент группы ЭОПус-02-1 Мельников Е. А.

Проверил

к.т.н., доцент кафедры ПТЭ Федяева В. Н.

Министерство образования РФ

Братский государственный технический университет

Факультет энергетики и автоматики

Кафедра промышленной теплоэнергетики

ЗАДАНИЕ

на курсовую работу по курсу

«Тепломассообмен»

студента 3 курса гр. ЭОПус-02-1

Мельникова Е. А.

1. Исходные данные

Рассчитать пароводяной подогреватель вертикального типа для подогрева воды системы отопления цехов производственных помещений при следующих условиях:

1. Давление воды Рв = 0,142 мПа

2. Температура воды на входе t`в = 20,5 ⁰С

3. Температура воды на выходе t``в = 89,6 ⁰С

4. Расход воды Gв = 214,8 м³/ч

5. Давление греющего пара Pп = 0,57 мПа

6. Температура греющего пара tп = 175 ⁰С

2. Графическая часть: 2 л *А1

Задание выдано – 8.02.03

Задание принял к исполнению _____________

Руководитель проекта к.т.н., доцент _____________ Федяева В. Н.
Содержание

Введение…………………………………………………………………...

1. Тепловой расчет подогревателя……………………………………….

2. Гидравлический расчет………………………………………………...

3. Механический расчет…………………………………………………..

4. Экономический расчет…………………………………………………

Заключение………………………………………………………………..

Список используемой литературы………………………………………

Угловая спецификация…………………………………………………...

ВВЕДЕНИЕ

Для закрепления теоретических знаний по курсу «Тепломасобменн» учебным планом предусмотрен курсовой проект (работа) для студентов дневной и заочной форм обучения. Целью проектирования – выполнение расчета, на основании которого производится окончательный выбор типа и конструкции аппарата, определения его размеров и выполнения чертежа аппарата. Тематика курсового проекта обычно охватывает разделы курса, связанные с расчетом рекуперативных теплообменников.

Теплообменными аппаратами называют устройства, предназначенные для передачи тепла от одного к другому, а также осуществления различных технологических процессов: нагревание, охлаждения, кипения, конденсации и др.

Теплообменные аппараты классифицируются по различным признакам. Например, по способу передачи тепла их можно разделить на две группы: поверхностные (рекуперативные см. рис. 1 и регенеративные) и смещения. Требования к промышленным теплообменным аппаратам в зависимости от конкретных условий применения весьма разнообразны. Основными требованиями являются: обеспечение наиболее высокого коэффициента теплопередачи при возможно меньшем гидравлическом сопротивлении; компактность и наименьший расход материалов, надежность и герметичность в сочетании с разборностью и доступностью поверхности теплообмена для механической очистки её от загрязнений; унификация узлов и деталей; технологичность механизированного изготовления широких рядов поверхностей теплообмена для различного диапазона рабочих температур, давлений и т. д.

При созданиях новых, более эффективных теплообменных аппаратов стремятся, во-первых, уменьшить удельные затраты материалов, труда, средств и затрачиваемый при работе энергии по сравнению с теми же показателями существующих теплообменников. Удельными затратами для теплообменных аппаратов называют затраты, отнесенные к тепловой производительности взаданных условиях, во-вторых, повысить интенсивность и эффективность работы аппарата. Интенсивностью процесса или удельной тепловой производительностью теплообменного аппарата газывается количество теплоты, передаваемого в единицу времени через единицу поверхности теплообмена при заданном тепловом режиме.

Интенсивность процесса теплообмена характеризуется коэффициентом теплопередачи k. На интенсивность и эффективность влияют также форма поверхности теплообмена; эквивалентный диаметр и компоновка каналов, обеспечивающие оптимальные скорости движения сред; средний температурный напор; наличие турбулизирующих элементов в каналах; оребрение и т. д. Кроме конструктивных методов интенсификации процесса теплообмена существует режимные методы, связанные с изменением гидродинамических параметров и режима течения жидкости у поверхности теплообмена. Режимные методы включают: подвод колебаний к поверхности теплообмена, создание пульсации потоков, вдувание газа в поток либо отсос рабочей среды через пористую стенку, наложении электрических или магнитных полей на поток, предотвращения загрязнений поверхности теплообмена путем сильно турбулизации потока и т. д.

ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ

ПОДОГРЕВАТЕЛЯ

При заданном давлении пара Р_п=0,57МПа, температуре насыщения t_s=160 ^оС по h-s диаграмме определяем состояние пара. Если он перегрет, то имеем две зоны теплообмена:

первая - охлаждение пара от t_п=175 ^оС до t_s=160 ^оС

вторая - конденсация насыщенного пара на вертикальных тру­бах.

Считаем, что переохлаждения конденсата нет. Расчет поверх­ности проводим отдельно для каждой зоны (рис. 2).

1.1 Определяем параметры теплоносителей при средних темпера­турах воды и пара

t_в.ср=0,5(t`_в+t``_в), ⁰С,

где t’_в - температура воды на входе в подогреватель, °С;

(t`_в=20,5°С),

t”_в - температура воды на выходе из подогревателя, °С,

(t``_в=89,6°С),

t_в.ср=0,5(20,5+89,6)=55,05 ⁰С,

t_п.ср=0,5(t_п+t_s), ⁰С,

где t_п. - температура перегретого пара, °С; (t_п=175 °С),

t_s - температура насы­щенного пара, °С, (t_s=160 °С),

t_п.ср=0,5(175+160) = 167,5 ^оС,

По таблицам физических свойств воды и водяного пара опре­делим их основные параметры.

При t_в.ср. определяем следующие справочные данные:

С_в= 4,183 -теплоемкость воды;

r_в=986,19 - плотность воды;

u_в=0,5 10^-6 -коэфициент кинематической вязкости;

l_в=0,653 - коэффициент теплопроводности;

Рr_в =3- число Прандтля.

При t_n.ср. определяем:

С_n=2,49 - теплоемкость пара;

r_п=3,9 - плотность пара;

u_п=3,7 10^-6 -коэффициент кинематической вязкости пара;

l_п=0,0316 - коэффициент теплопроводности;

Рr_п=1,2- число Прандтля.

1.2 Определяем количество теплоты, передаваемой паром воде,

, кВт

где G_в - объемный расход воды, ; (G_в=0,0567 ),

С_в - теплоемкость воды, ; (С_в=4,183 ),

Q=0,0567 986,19 4,183(89,6-20,5)=17008.2 кВт.

Вычисляем количество теплоты, передаваемой паром воде в 1-и зоне,

Q ₁ = D _n× С _n×(t_п – t _s), кВт,

где D_п - массовый расход пара, ; (D_п=8,14 ),

С_п- теплоемкость пара, ; (С_n=2,49 ),

1.3 Определяем расход пара

, ,

где r-теплота парообразования, определяемая по температуре насыщения

пара, .

D_п= =8,13 ;

Q₁=8,13 2,49 (175-160)=303.841 кВт.

1.4 Определяем количество теплоты, передаваемой паром воде во 2-й зоне,

Q₂=D_n×r, кВт.

Q₂=8,13 2053,4=16704.35 кВт.

Проверим полученное значение переданной теплоты паром воде:

Q=Q₁+Q₂, кВт.

Q=303.841+16704,35=17008.2 кВт.

Выберем произвольно диаметр трубок и скорость воды в них:

материал: сталь (задан) l_ст =38 ;

скорость воды: w_в =1,6 ;

толщина стенок трубок: d_{С Т}=1 мм.

1.5 Определяем коэффициент теплоотдачи от внутренней поверх­ности стенки трубки к водe

, ,

где l_ж - коэффициент теплопроводности воды, ;

(l_в=0,653 ),

Nu - критерий Нуссельта для воды; (Nu=317,5),

d_вн - внутренний диаметр тру­бок, м, (d_вн=0,027 м),

1.6 Определим режим течения воды в трубах

,

где Re - критерий Рейнольдса; (Re=86400),

n_в - коэффициент кинематической вязкости воды, ;

(u_в=0,5 10^-6 ),

w_в - скорость воды в трубках, ,(ω_в=1,6),

Re= =86400

Если Re >10⁴, то режим течения - турбулентный. Критерий Нуссельта для турбулентного режима течения воды в трубках оп­ределяется по следующей формуле:

Nu _ж = 0,023 Re ^0,8 Рr ^0,4 e_/

где Рr - число Прандтля для воды; e - поправочный коэффициент. Если >50, то e _/ =1, ℓ - длина трубок.

Полученные результаты подставляем в формулу, вычисляем количество трубок

Nu_ж=0,023 86400^0,8 3^0,4 1=317,5;

α_ж= =41470 ;

, шт

Принимаем: шаг между трубками S= 1,4×d _н =1,4x0,029=0,0406, м; кольцевой зазор между крайними трубками и корпусом аппарата К = 10 мм.

шт.

Выбираем стандартное количество трубок, близкое к полу­ченному значению n_ст = 91, шт.

1.7 Определяем (по прил. 17) при n, шт. Отсюда определяем диаметр трубной решетки D'=0,406, м.

Внутренний диаметр корпуса составит

D_вн = D' + d_н + 2К, м.

D_BH=0,406+0,029+0,02=0,455 м.

1.8 Рассчитаем поверхность теплообмена в 1-й зоне.

1.8.1 Определяем площадь межтрубного пространства для прохода пара:

, м²

f_м.п= =0,455 м.

Определяем скорость пара в межтрубном пространстве

,

где ρ_п - плотность пара, ;(r_п=3,9 ),

D_п - массовый расход пара, ;(D_п=8,13 ),

ω_п= =20.36 .

1.8.2 Определяем коэффициент теплоотдачи от пара к трубе

,

где Nu_п - критерий Нуссельта для пара;(Nu_п=474,36),

λ_п - коэффициент тепло­проводности пара, ;(l_п=0,0316 ),

d_Э - эквивалентный диаметр, м,(d_э=0,04 м),

1.8.3 Вычисляем эквивалентный диаметр

, м

где U - смоченный периметр, м, (U=9,7 м),

1.8.4 Определяем смоченный периметр

, ^М

U=3,14[0,455+91 0,029]=9,7 м;

d_э= =0,04

1.8.5 Определяем режим течения пара в межтрубном пространстве

,

где Re_п - критерий Рейнольдса для пара; (Re=225621,6),

ν_п - коэффициент кинема­тической вязкости пара, , (u_п=3,7 10^-6 ),

Re_п= =232113.196

Если Re> 10⁴ - режим течения турбулентный. Тогда критерий Нуссельта для пара составит

где Рг_п - критерий Прандтля для пара.

Полученные результаты подставляем в формулу.

Nu_п=0,023 232113.196^0,8 1,2^0,4=485.244;

α_п= =36356.0798 .

1.9 Вычисляем коэффициент теплопередачи в 1- и зоне

, ,

где δ_ст-толщина трубки, м; (δ_ст=0,001 м),

δ_н = 0,2-толщина накипи, мм;

λ_ст-коэффициент теплопроводности материала трубки, ;

(λ_ст=38 ),

λ_н=3,49 коэффициент теплопроводности накипи, .

k= .

1.10 Определяем температурный напор в 1-й зоне

, ⁰С,

где t``` - температура воды на границе между зонами, °С,(t```=88,37 ^oC),

, ⁰C,

t```= =88,37 ^oC;

Δt₁= =78.32 ^oC.

1.11 Поверхность теплообмена первой зоны составит

, м²,

F₁= =0,431144 м².

1.12 Рассчитаем поверхность теплообмена во 2-й зоне.

Будем считать, что в этой зоне коэффициент теплоотдачи от внутренней стенки трубки к жидкости равен коэффициенту тепло­отдачи в 1-ой зоне. Это допустимо, так как свойства воды во 2-й зоне мало отличаются от свойств воды в 1-й зоне.

Определим коэффициент теплопередачи для 2-й зоны k₂ гра­фоаналитическим методом. Для этого предварительно находим для различных участков перехода теплоты зависимость между удель­ным тепловым потоком q и перепадом температур Δt.

1.12.1 Передача теплоты от пара к стенке.

1.12.2 Определяем удельный тепловой поток

, ,

где В' - безразмерный коэффициент; (В`=16557,04),

h_тр - предполагаемая высота трубок, м, (h_тр=4 м),

Вычисляем безразмерный коэффициент

,

В`=1,34 [5700+56 160-0,09 160²]=16557,04;

q₁= =308.215 .

Задавшись рядом значений Δt₁, вычислим соответствующие им величины Δt₁^0,75 и q₁. Строим кривую (рис. 3).

Таблица 1

1.13 Передача теплоты через стенку.

1.13.1 Определяем плотность теплового потока

, ,

Задавшись двумя значениями Δt₂, вычисляем соответствую­щие им величины q₂. Строим кривую (рис. 3).

Таблица 2

1.14 Передача теплоты через накипь.

1.14.1 Вычисляем удельный тепловой поток

, ,

Задавшись двумя значениями Δt₃, определим соответствую­щие им величины q₃. Строим кривую (рис. 3).

Таблица 3

1.15 Передача теплоты от накипи к воде.

1.15.1 Вычисляем удельный тепловой поток

, ,

Задавшись двумя значениями Δt₄, определим соответствую­щие им величины q₄. Строим кривую (рис. 3).

Таблица 4

1.16 Рассчитаем средний температурный напор во 2-й зоне

,°С.

Δt₂= =71.015427 ^oС;

q₂= =2698.586 .

Складываем ординаты четырех зависимостей, строим кривую температурных перепадов. На оси ординат из точки, соответст­вующей Δt₂, проводим прямую, параллельную оси абсцисс, до пере­сечения с кривой . Из точки пересечения опускаем перпендикуляр на ось абсцисс и находим значение удельного теплово­го потока q_гр, .

Σt=51+5.96+12.98+0.0005463=70.89 ^oC;

q_ГР=226.536 .

1.17 Определяем коэффициент теплопередачи во 2-й зоне

, .

K= =3189.958 .

1.18 Поверхность теплообмена во 2-й зоне составит

, м².

F₂= =73.7 м².

1.19 Определяем суммарную поверхность теплообмена

F=F₁+F₂, м².

F=73.7+0,431144 =74.169 м².

1.20 Вычисляем длину трубок

, м,

где d_ср - средний диаметр трубок, м; (d_ср =0,028 м)

, м

d_ср= =0,028 м;

L= =9 м.

Не рекомендуется устанавливать трубки длиной более 5 м. Следовательно, необходимо уменьшить длину трубок. Для этого выбираем многоходовой подогреватель. Тогда общее число трубок составит

, шт.,

где m - число ходов теплообменника, (m=2);

n₂=65 2=130шт.

При n_с=187 шт., определяем D`=0,5684 м.

Проведем повторный расчет уже для многоходового тепло­обменника по формулам.

Внутренний диаметр корпуса составит

D_вн = D' + d_н + 2К, м.

D_BH=0,5684+0,029+0,02=0,6174 м.

1.21 Рассчитаем поверхность теплообмена в 1-й зоне.

1.21.1 Определяем площадь межтрубного пространства для прохода пара:

, м²

f_м.п= =0,176 м².

Определяем скорость пара в межтрубном пространстве

,

где ρ_п - плотность пара, ; (r_п=3,9 ),

D_п - массовый расход пара, ; (D_п=8,14 ),

ω_п= =11.87 .

1.21.2 Определяем коэффициент теплоотдачи от пара к трубе

,

где Nu_п - критерий Нуссельта для пара;

λ_п - коэффициент тепло­проводности пара, ; (l_п=0,0316 ),

d_Э - эквивалентный диаметр, м, (d_э=0,037 м),

1.21.3 Вычисляем эквивалентный диаметр

, м

где U - смоченный периметр, м, (U=18.97 м),

1.21.4 Определяем смоченный периметр

, ^М

U=3,14[0,699+241 0,029]=18.97 м;

d_э= =0,037

1.21.5 Определяем режим течения пара в межтрубном пространстве

,

где Re_п - критерий Рейнольдса для пара;

ν_п - коэффициент кинема­тической вязкости пара, , (u_п=3,7 10^-6 ),

Re_п= =118892.496

Если Re> 10⁴ - режим течения турбулентный. Тогда критерий Нуссельта для пара составит

где Рг_п - критерий Прандтля для пара, (Pr_п=1,2).

Полученные результаты подставляем в формулу.

Nu_п=0,023 86405,4^0,8 1,2^0,4=284.134;

α_п= =24220.997 .

1.22 Вычисляем коэффициент теплопередачи в 1- и зоне

, ,

где δ_ст-толщина трубки, м; (δ_ст=0,001 м),

δ_н = 0,2-толщина накипи, мм;

λ_ст-коэффициент теплопроводности материала трубки, ;

(λ_ст=38 ),

λ_н=3,49 коэффициент теплопроводности накипи, .

k= =8005.83

1.23. Определяем температурный напор в 1-й зоне

, ⁰С,

где t``` - температура воды на границе между зонами, °С,(t```=88,37 ^oC),

, ⁰C,

t```= =88,37 ^oC;

Δt₁= =78.32 ^oC.

1.24 Поверхность теплообмена первой зоны составит

, м²,

F₁= =0,4846 м².

1.25 Рассчитаем поверхность теплообмена во 2-й зоне.

Будем считать, что в этой зоне коэффициент теплоотдачи от внутренней стенки трубки к жидкости равен коэффициенту тепло­отдачи в 1-ой зоне. Это допустимо, так как свойства воды во 2-й зоне мало отличаются от свойств воды в 1-й зоне.

Определим коэффициент теплопередачи для 2-й зоны k₂ гра­фоаналитическим методом. Для этого предварительно находим для различных участков перехода теплоты зависимость между удель­ным тепловым потоком q и перепадом температур Δt.

1.25.1 Передача теплоты от пара к стенке.

1.25.2 Определяем удельный тепловой поток

, ,

где В' - безразмерный коэффициент; (В`=16557,04),

h_тр - предполагаемая высота трубок, м, (h_тр=4м).

Вычисляем безразмерный коэффициент

,

В`=1,34 [5700+56 160-0,09 160²]=16557,04;

q₁= =308.215 .

Задавшись рядом значений Δt₁, вычислим соответствующие им величины Δt₁^0,75 и q₁. Строим кривую (рис. 3).

Таблица 5

1.26 Передача теплоты через стенку.

1.26.1 Определяем плотность теплового потока

, ,

Задавшись двумя значениями Δt₂, вычисляем соответствую­щие им величины q₂. Строим кривую (рис. 3).

Таблица 6

1.27 Передача теплоты через накипь.

1.27.1 Вычисляем удельный тепловой поток

, ,

Задавшись двумя значениями Δt₃, определим соответствую­щие им величины q₃. Строим кривую (рис. 3).

Таблица 7

1.28 Передача теплоты от накипи к воде.

1.28.1 Вычисляем удельный тепловой поток

, ,

Задавшись двумя значениями Δt₄, определим соответствую­щие им величины q₄. Строим кривую (рис. 3).

Таблица 8

1.29 Рассчитаем средний температурный напор во 2-й зоне

,°С.

Δt₂= =71.015 ^oС;

q₂= =2698.6 .

Складываем ординаты четырех зависимостей, строим кривую температурных перепадов. На оси ординат из точки, соответст­вующей Δt₂, проводим прямую, параллельную оси абсцисс, до пере­сечения с кривой . Из точки пересечения опускаем перпендикуляр на ось абсцисс и находим значение удельного теплово­го потока q_гр, .

Σt=51.9+5.96+12.98+0.0005=70.89 ^oC;

q_ГР=226.54 .

1.30 Определяем коэффициент теплопередачи во 2-й зоне

, .

K= =3189.958 .

1.31 Поверхность теплообмена во 2-й зоне составит

, м².

F₂= =73.738 м².

1.32 Определяем суммарную поверхность теплообмена

F=F₁+F₂, м².

F=73.738+0,4846=74.22 м².

1.33 Вычисляем длину трубок

, м,

где d_ср - средний диаметр трубок, м; (d_ср =0,028 м)

, м

d_ср= =0,028 м;

L= =4.5 м.

Поиск по сайту: