Определить основные размеры (поверхность нагрева, число и длину трубок диаметр кожуха) и подобрать по каталогу вертикальный бойлер для приготовления горячей воды. Расход нагреваемой воды Q=50 м3/ч. Температура воды: начальная =10ºC, конечная =60ºC, нагревающим агентом является насыщенный водяной пар с давлением Р=4 ата.
Примечание:
1. Начертить схему вертикального бойлера.
2. Принять режим движения в трубках - турбулентный.
3. Расчет коэффициента теплопередачи вести методом построения нагрузочной характеристики или методом последовательных приближений.
4. Длиной трубок можно предварительно задаться, а затем ее уточнить. Если длина труб получается больше стандартной, то рассчитывается многоходовой теплообменник.
Решение
Согласно заданию, нагрев воды в бойлере осуществляется насыщенным водяным паром при давлении 4 ата, что соответствует его температуре 142,90С.
Принимаем противоточную схему движения теплоносителей в бойлере и определяем разность температур на входе и выходе аппарата:
Водяной пар: 142,9→142,9
Вода: 60←10
∆tм=82,90С, ∆tб=132,90С
Рассчитываем среднюю движущую силу процесса теплообмена:
∆tcp=∆tб-∆tмln∆tб∆tм=132,9-82,9ln132,982,9=1060С.
Потери теплоты в окружающую среду примем в размере 5% от полезной теплоты.
Составим уравнение теплового баланса. Часть теплоты от пара переходит через стенку кожуха в окружающую среду.
Qпар=Qсм+Qп
Тепловая нагрузка в теплообменном аппарате:
Q=Qв
Gпар∙rпар=Gв∙Cв∙tв.к-tв.н+Qп
Gпар∙rпар=1,05∙Gв∙Cв∙tв.к-tв.н
Удельная теплота конденсации пара с давлением 4 ата составляет 2141 кДж/кг.
Удельная теплоемкость воды при средней температуре потока равной (10+60)/2=350С равна 4180 Дж/(кг·К).
Плотность воды при средней температуре потока 350С равна 993,5 кг/м3.
Массовый расход воды в теплообменнике:
Gв=Vв∙ρв=50∙993,53600=13,8 кг/с
Определим тепловую нагрузку теплообменного аппарата:
Q=13,8∙4180∙60-10=2884200 Вт
Определим расход греющего пара:
Gпар=1,05∙28842002141000=1,41 кг/с
Зададимся ориентировочным значением коэффициента теплопередачи от конденсирующегося водяного пара к воде Кор=1600 Вт/(м2∙К)
Тогда ориентировочная поверхность теплопередачи составит:
Fop=QKop∙∆tcp=28842001600∙106= 17 м2
Зададимся критерием Рейнольдса, значение которого будет соответствовать турбулентному режиму движения теплоносителя по трубам диаметром 25х2 мм
. И при этом значении критерия Рейнольдса определим скорость движения теплоносителя по трубам. Примем Re=20000.
Динамический коэффициент вязкости воды при 350С составляет 0,7225·10-3 Па∙с.
Тогда скорость потока в трубах составит:
w=Re∙μвdвн∙ρв=20000∙0,0007225 0,021∙993,5=0,69 м/с
Число труб на один ход составит:
nx=Gвρв∙π∙dвн24∙w=13,8993,5∙3,14∙0,02124∙0,69=58
На основании выполненных расчетов выберем одноходовой теплообменный аппарат типа ТН, имеющий следующие параметры:
диаметр кожуха – 0,4 м;
число труб - 111 шт.;
число труб на один ход – 111 шт.;
поверхность теплообмена – 17 м2;
длина труб – 2,0 м.
Уточненная скорость движения потока по трубам и режим движения потока:
wуточн=Gвρв∙π∙dвн24∙nx=13,8993,5∙3,14∙0,02124∙111=0,36 м/с
Reист=0,36∙0,021∙993,50,0007225=10395,65
Режим движения потока по трубам турбулентный.
Коэффициент теплоотдачи для пара, конденсирующегося на наружной поверхности пучка вертикальных труб, рассчитываем по формуле:
∝пар=2,04∙εt∙4λ3∙ρ2∙rμ∙∆t∙Н,
где εt-поправочная функция, учитывающая физические свойства конденсирующейся среды, для конденсирующегося водяного пара функция равна 1;
λ-коэффициент теплопроводности конденсата при температуре конденсации, λ=0,685 Вт/(м·К) при 142,90С;
ρ-плотность конденсата при температуре конденсации, ρ=923,39 кг/м3;
r-удельная теплота конденсации пара, r=2141000 Дж/кг;
g-ускорение свободного падения, g=9,81 м/с2;
μ-динамический коэффициент вязкости конденсата при температуре конденсации, μ=209·10-6 Па·с;
∆t-разность между температурой конденсации пара и температурой стенки со стороны пара, (tконд-tст1), 0С;
Н- высота труб, Н=2 м.
Для дальнейшего расчета зададимся температурой стенки со стороны пара, равной tст1=106,60С, тогда коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося пара к стенке составит:
∝пар=2,04∙1∙40,6853∙923,392∙2141000209∙10-6∙(122,3-106,6)∙2=5087,15 Вт/(м2∙К)
Удельный тепловой поток со стороны пара:
qпар=αпар·(tконд-tст1)=5087,15·(142,9-106,6)=184663,4 Вт/м2
Температура стенки со стороны потока:
tст2=tст1-qпар∙rст,
где rст – термические сопротивления стенки с учетом загрязнений:
rст=δстλст+rзагр1+rзагр2,
где rзагр1-термические сопротивления загрязнений со стороны водяного пара, rзагр1=1/5800 (м2·К)/Вт;
rзагр2-термические сопротивления загрязнений со стороны потока воды, rзагр2=1/5800 (м2·К)/Вт;
δст-толщина стенки, δст=0,002 м;
λст-теплопроводность материала стенки, для стали λст=46,5 Вт/(м·К)
rст=0,00246,5+15800+15800=3,9∙10-4(м2∙К)/Вт
tст2=106,6-184663,4∙3,9∙10-4=1050С
Коэффициент теплоотдачи от стенки к потоку рассчитываем через критериальное уравнение:
∝в=Nu∙λвdвн,
где dвн - внутренний диаметр труб, dвн=0,021 м;
λв-коэффициент теплопроводности воды при средней температуре потока, Вт/(м·К); λв=0,626 Вт/(м·К) при 350С.
Критерий Нуссельта при турбулентном режиме течения в вертикальных трубах и каналах рассчитываем по формуле:
Nu=0,021·εl·Re0,8·Pr0,43·(Pr/Prст)0,25,
где εl – коэффициент, зависящий от отношения длины трубы к ее диаметру; принимаем εl=1 (при L/d=4000/21=190);
Pr, Prст – критерий Прандтля при средней температуре жидкости и стенки соответственно; Pr35=4,87, Pr105=1,67.
Nu=0,021·1·10395,650,8·4,870,43·(4,87/1,67)0,25=88,62
∝в=88,62∙0,6260,021=2641,78 Вт/(м2∙К)
Удельный тепловой поток со стороны воды:
qв=αв·(tст2-tср)=2641,78·(105-35)=183910 Вт/м2
Сравнивая значения удельного теплового потока со стороны греющего пара и нагреваемой смеси (соответственно 184663,4 и 183910 Вт/м2) видно, что они практически не отличаются между собой, что позволяет принять выполненный расчет за окончательный
Задать вопрос
на новый заказ в Автор24.
