Определить основные размеры (поверхность нагрева число и длину трубок диаметр кожуха) и подобрать по каталогу вертикальный бойлер для приготовления горячей воды

Согласно заданию, нагрев воды в бойлере осуществляется насыщенным водяным паром при давлении 2,0 ата, что соответствует его температуре 119,60С.
Принимаем противоточную схему движения теплоносителей в бойлере и определяем разность температур на входе и выходе аппарата:
Водяной пар: 119,6→119,6
Вода: 60←10
∆tм=59,60С, ∆tб=109,60С
Рассчитываем среднюю движущую силу процесса теплообмена:
∆tcp=∆tб-∆tмln∆tб∆tм=109,6-59,6ln109,659,6=820С.
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 2 ата составляет 2208 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=30∙993,53600=8,28 кг/с
Определим тепловую нагрузку теплообменного аппарата:
Q=8,28∙4180∙60-10=1730520 Вт
Определим расход греющего пара:
Gпар=1,05∙17305202208000=0,82 кг/с
Зададимся ориентировочным значением коэффициента теплопередачи от конденсирующегося водяного пара к воде Кор=1200 Вт/(м2∙К)
Тогда ориентировочная поверхность теплопередачи составит:
Fop=QKop∙∆tcp=17305201200∙82= 17,6 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=8,28993,5∙3,14∙0,02124∙0,69=35
На основании выполненных расчетов выберем двухходовой теплообменный аппарат типа ТН, имеющий следующие параметры:
диаметр кожуха – 0,4 м;
число труб - 100 шт.;
число труб на один ход – 50 шт.;
поверхность теплообмена – 24 м2;
длина труб – 3,0 м.
Уточненная скорость движения потока по трубам и режим движения потока:
wуточн=Gвρв∙π∙dвн24∙nx=8,28993,5∙3,14∙0,02124∙50=0,48 м/с
Reист=0,48∙0,021∙993,50,0007225=13861
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=0,686 Вт/(м·К) при 119,60С;
ρ-плотность конденсата при температуре конденсации, ρ=943 кг/м3;
r-удельная теплота конденсации пара, r=2208000 Дж/кг;
g-ускорение свободного падения, g=9,81 м/с2;
μ-динамический коэффициент вязкости конденсата при температуре конденсации, μ=231·10-6 Па·с;
∆t-разность между температурой конденсации пара и температурой стенки со стороны пара, (tконд-tст1), 0С;
Н- высота труб, Н=3 м.
Для дальнейшего расчета зададимся температурой стенки со стороны пара, равной tст1=102,80С, тогда коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося пара к стенке составит:
∝пар=2,04∙1∙40,6863∙9432∙2208000231∙10-6∙(119,6-102,8)∙3=5541,38 Вт/(м2∙К)
Удельный тепловой поток со стороны пара:
qпар=αпар·(tконд-tст1)=5541,38·(119,6-102,8)=93095,25 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=102,8-93095,25∙3,9∙10-4=66,50С
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=3000/21=143);
Pr, Prст – критерий Прандтля при средней температуре жидкости и стенки соответственно; Pr35=4,87, Pr66,5=2,7.
Nu=0,021·1·138610,8·4,870,43·(4,87/2,7)0,25=98,93
∝в=98,93∙0,6260,021=2949,1 Вт/(м2∙К)
Удельный тепловой поток со стороны воды:
qв=αв·(tст2-tср)=2949,1·(66,5-35)=92875,41 Вт/м2
Сравнивая значения удельного теплового потока со стороны греющего пара и нагреваемой смеси (соответственно 93095,25 и 92875,41 Вт/м2) видно, что они практически не отличаются между собой, что позволяет принять выполненный расчет за окончательный