Определить основные размеры (поверхность нагрева число и длину трубок диаметр кожуха)

Согласно заданию, нагрев воды в бойлере осуществляется насыщенным водяным паром при давлении 3 ата, что соответствует его температуре 133,90С.
Принимаем противоточную схему движения теплоносителей в бойлере и определяем разность температур на входе и выходе аппарата:
Водяной пар: 133,9→133,9
Вода: 60←10
∆tм=73,90С, ∆tб=123,90С
Рассчитываем среднюю движущую силу процесса теплообмена:
∆tcp=∆tб-∆tмln∆tб∆tм=123,9-73,9ln123,973,9=96,760С.
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 3 ата составляет 2168 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=40∙993,53600=11,04 кг/с
Определим тепловую нагрузку теплообменного аппарата:
Q=11,04∙4180∙60-10=2307360 Вт
Определим расход греющего пара:
Gпар=1,05∙23073602168000=1,11 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=23073601200∙96,76=19,87 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=11,04993,5∙3,14∙0,02124∙0,69=46,52
На основании выполненных расчетов выберем двухходовой теплообменный аппарат типа ТН, имеющий следующие параметры:
диаметр кожуха – 0,4 м;
общее число труб - 100 шт.;
число труб на один ход – 50 шт.;
поверхность теплообмена – 24,0 м2;
длина труб – 3,0 м.
Уточненная скорость движения потока по трубам и режим движения потока:
wуточн=Gвρв∙π∙dвн24∙nx=11,04993,5∙3,14∙0,02124∙50=0,64м/с
Reист=0,64∙0,021∙993,50,0007225=18481
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 133,90С;
ρ-плотность конденсата при температуре конденсации, ρ=931,49 кг/м3;
r-удельная теплота конденсации пара, r=2168000 Дж/кг;
g-ускорение свободного падения, g=9,81 м/с2;
μ-динамический коэффициент вязкости конденсата при температуре конденсации, μ=205,76·10-6 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=111,10С, тогда коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося пара к стенке составит:
∝пар=2,04∙1∙40,6863∙931,492∙2168000205,76∙10-6∙(133,9-111,1)∙3=5228,45 Вт/(м2∙К)
Удельный тепловой поток со стороны пара:
qпар=αпар·(tконд-tст1)=5228,45·(133,9-111,1)=119208,6 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=111,1-119208,6∙3,9∙10-4=670С
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).
Критерий Нуссельта при турбулентном течении в прямых трубах и каналах рассчитываем по формуле:
Nu=0,021∙εL∙Re0,8∙Pr0,43∙PrPrст0,25,
где εL-коэффициент, учитывающий влияние длины трубы (канала) на коэффициент теплоотдачи, εL=1;
Pr-критерий Прандтля при средней температуре потока; Pr=4,865 для воды при 350С.
Prст-критерий Прандтля при температуре потока, равной температуре стенки со стороны потока; Prст=2,68 для воды при 670С.
Тогда критерий Нуссельта равен:
Nu=0,021∙1∙184810,8∙4,8650,43∙4,8652,680,25=123,98
∝в=123,98∙0,6260,021=3696 Вт/(м2∙К)
Удельный тепловой поток со стороны воды:
qв=αв·(tст2-tср)=3696·(111,1-35)=118245,8 Вт/м2
Сравнивая значения удельного теплового потока со стороны греющего пара и нагреваемой смеси (соответственно 119208,6 и 118245,8 Вт/м2) видно, что они практически не отличаются между собой, что позволяет принять выполненный расчет за окончательный