Теплообменные процессы

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Исходное задание на расчёт проекта

Сравнение расчетных вариантов отопительного пароводяного подогревателя горизонтального типа и секционного водоводяного подогревателя (вариант №7).Данные:

1 ккал = 4,1868 кДж

1 кДж = 0,2388 ккал

Производительность Q=9,24*10⁶ кДж/час=2,2*10⁶ ккал/час;

Температура нагреваемой воды при входе в подогреватель t₂^/ =65 ⁰С;

Температура сетевой воды при входе в водоводяной подогреватель t₁^/=140°C; Давление сухого насыщенного водяного пара р=4,5 ат=0,45 МПа

Задание: Произвести тепловой и конструктивный расчет отопительного пароводяного подогревателя горизонтального типа и секционного водоводяного подогревателя производительностью Q=1*10⁶ ккал/час. Температура нагреваемой воды при входе в подогреватель t₂^/= 65°С и при выходе t₂^//=95°С. Температура сетевой воды при входе в водоводяной подогреватель t₁^/=140°C и при выходе t₁^//=80°C. Влияние загрязнения поверхности нагрева подогревателя и снижение коэффициента теплопередачи при низких температурах воды учесть понижающим коэффициентом =0,65.

Для расчета отопительного пароводяного подогревателя приняты следующие дополнительные данные: давление сухого насыщенного водяного пара р= 0,45 МПа (t_н= 147,73° С, по таблице вода-водяной пар на линии насыщения), температура конденсата, выходящего из подогревателя, t_K=t_H=147,73° С, число ходов воды z=2; поверхность нагрева выполнена из латунных труб (=90 ккал/м*ч* град) диаметром d=14/16 мм. Загрязнение поверхности учесть дополнительным тепловым сопротивлением _з/_з = 0,00015 мІ·ч·град / ккал.

В обоих вариантах скорость воды w_т (в трубках) принять по возможности близкой к 0,9 м/сек.

Для упрощения расчета принять _в=1 000 кг/мі.

На основе расчетов выбрать аппараты, выпускаемые серийно, и сделать сопоставление полученных результатов.

2. Классификация теплообменных аппаратов

Теплообменники - это устройства, в которых теплота переходит от одной среды к другой.

Теплообмен между теплоносителями является одним из наиболее важных и часто используемых в технике процессов. Например, получение пара заданных параметров в современном парогенераторе основано на процессе передачи теплоты от одного теплоносителя к другому. В конденсаторах и градирнях тепловых электростанций, воздухоподогревателях доменных печей и многочисленных теплообменных устройствах химической промышленности основным рабочим процессом является процесс теплообмена между теплоносителями.

По принципу действия теплообменные аппараты могут быть разделены на:

- рекуперативные теплообменные аппараты, в которых две жидкости с различными температурами текут в пространстве, разделенном твердой стенкой. Теплообмен происходит за счет конвекции и теплопроводности стенки, а если хоть одна из жидкостей является излучающим газом, то и за счет теплового излучения. Примером таких аппаратов - являются парогенераторы, подогреватели, конденсаторы, выпарные аппараты и др.

- регенеративные теплообменные аппараты, в которых одна и та же поверхность нагрева через определенные промежутки времени омывается то горячей, то холодной жидкостью.

Сначала поверхность регенератора отбирает теплоту от горячей жидкости и нагревается, затем поверхность регенератора отдает энергию 'холодной жидкости. Таким образом, в регенераторах теплообмен всегда происходит в нестационарных условиях, тогда как рекуперативные теплообменные аппараты большей частью работают в стационарном режиме. Типичным примером регенеративных аппаратов являются воздухоподогреватели мартеновских и доменных печей.

Так как в регенеративных и рекуперативных аппаратах процесс передачи теплоты неизбежно связан с поверхностью твердого тела, то их еще называют поверхностными.

- смесительные аппараты, в них теплопередача осуществляется при непосредственном контакте и смешении горячей и холодной жидкостей. Типичным примером таких теплообменников являются градирни тепловых электрических станций. В градирнях вода охлаждается атмосферным воздухом. Воздух непосредственно соприкасается с водой и перемешивается с паром, возникающим из-за частичного испарения воды. В этом процессе объединяются тепло- и массообмен.

- теплообменники с внутренними источникам энергии применяются не два, как обычно, а один теплоноситель, который отводит теплоту, выделенную в самом аппарате. Примером таких аппаратов могут служить ядерные реакторы, электронагреватели и другие устройства.

В теплообменных аппаратах движение жидкости осуществляется по трем основным схемам:

- прямотоком, если направления движения горячего и холодного теплоносителей совпадают.

- противотоком, если направление движения горячего теплоносителя противоположно движению холодного теплоносителя.

- поперечным, если горячий теплоноситель движется перпендикулярно движению холодного теплоносителя.

Независимо от принципа действия теплообменные аппараты, применяющиеся в различных областях техники, как правило, имеют свои специальные названия. Эти названия определяются технологическим назначением и конструктивными особенностями теплообменных устройств. Однако с теплотехнической точки зрения все аппараты имеют одно назначение-передачу теплоты от одного теплоносителя к другому или поверхности твердого тела к движущимся теплоносителям. Теплообменные аппараты могут иметь самые разнообразные назначения - паровые котлы, конденсаторы, пароперегреватели, приборы центрального отопления и т.д. Теплообменные аппараты в большинстве случаев значительно отличаются друг от друга как по своим формам и размерам, так и по применяемым в них рабочим телам. Несмотря на большое разнообразие теплообменных аппаратов, основные положения теплового расчета для них остаются общими.

3. Расчетная часть

3.1 Расчёт пароводяного подогревателя

температура нагреваемой воды при входе в подогреватель t₂^/= 65°С, давление сухого насыщенного водяного пара р= 0,45 Мпа (t_н= 147,73°С); мощность Q=2,2*10⁶ ккал/час)

Решение. Расход воды определяем по формуле (теплоемкость воды «с» по справочнику)

=2,2*10⁶/(1*(95-65))=73400 кг/час

где теплоемкость воды с=1 ккал/кг, (с=4.19 кДж/кг)

или

V= 73,4 мі/час.

Число трубок в одном ходе

=73,4/(3600*1*3.14*0.014² /4)=133 шт.

где d_в внутренний диаметр теплообменных труб

и всего в корпусе

п=п_о*z=133 *2=266 шт.,



Рис. 1. Размещение трубок в трубной решетке трубчатого подогревателя.

а - по вершинам равносторонних треугольников;

б-по концентрическим окружностям.

Принимая шаг трубок s=25 мм, угол между осями трубной системы =60° и коэффициент использования трубной решетки =0,7, определяем диаметр корпуса:

=1.13*0.025*((266 sin(60⁰))/0.7)^0.5=0,512 м или 512 мм.

Определяем также диаметр корпуса по табл. рис. 1-4 при ромбическом размещении трубок.

Для числа трубок n==n^/==266 находим в табл. 1.7 значение D^//s =18 и, следовательно, D^/==18*25=450 мм.

Диаметр корпуса составит (см рис 1):

D= D^/+d_Н+2k=450+16+2 * 20=506 мм.

Где dН - наружный диаметр трубки,

k (0,8 …1) s

Приведенное число трубок в вертикальном ряду

=266^1/2= 16 шт.

Определяем коэффициент теплоотдачи _п от пара к стенке.

Температурный напор

=(95-65)/ln((147,73-65)/ (147,73-95))=67,7 С

Средние температуры воды и стенки (для стенки значение температуры ориентировочное, в последствии она будет пересчитана и уточнена при необходимости):

=147,73-67,7=85,03C;

=0,5*(85,03+147,73)116,38 C.

Режим течения пленки конденсата определяем по приведенной длине трубки (критерий Григулля) для горизонтального подогревателя, равной:

(1-1)

где т-приведенное число трубок в вертикальном ряду, шт.; d_Н-наружный диаметр трубок, м;

=147,73 - 116,38=31,35 ⁰С

(1/м ⁰С) - температурный множитель, значение которого выбирается по табл. 1.1

Таблица 1.1. Значения температурных множителей в формулах для определения коэффициентов теплоотдачи

Конденсирующийся пар Н2О	Вода при турбулентном движении
Температура насыщения, t,°С	A1, формула (1-1)	А2, формула (1-2)	А3, формула (1-6)	A4*103. формула (1-7)	Температура t, 0С	A5, формула (1-3)
20	5,16			1,88	20	1746
30	7,88		-	2,39	30	1909
40	11,4	-	-	2,96	40	2064
50	15.6	-	-	3.56	50	2213
60	20,9	-	-	4,21	60	2350
70	27,1	-	-	4,91	70	2490
80	34,5	7225	10439	5,68	80	2616
90	42,7	7470	10835	6,48	90	2740
100	51.5	7674	11 205	7,30	100	2850
110	60,7	7855	11524	8,08	110	2957
120	70,3	8020	11 809	8.90	120	3056
130	82,0	8140	12039	9,85	130	3150
140	94,0	8220	12249	10.8	140	3235
147,73	104	8282	12346	11,6	148	3295
150	107	8300	12375	11.8	150	3312
160	122	8340	12469	12,9	160	3385
170	136	8400	12554	14,0	170	2450
180	150	8340	12579	15,0	180	3505

При t_н= 147,73° С имеем A₁=104 (м*град)^-1, тогда L=16*0,016* 67,7*104 ==1802, т.е., меньше величины L_кр=3900 (для горизонтальных труб), следовательно, режим течения пленки ламинарный.

Для этого режима коэффициент теплоотдачи от пара к стенке на горизонтальных трубках может быть определен по преобразованной формуле Д.А. Лабунцова:

= 8282/⁴v16*0.016 (147,73-116,38) = 4921 (ккал/мІ* ч* град)

При t_н==147,73°С по табл. 1.1 находим множитель A₂==8282

Определяем коэффициент теплоотдачи от стенки к воде. Режим течения воды в трубках турбулентный, так как

=1*0,014/0,347*10^-6= 40346,

где коэффициент кинематической вязкости воды (по справочнику) =0,347 * 10^-6 мІ/c, при средней температуре воды t=85,03° С.

Коэффициент теплоотдачи три турбулентном движении воды внутри трубок.

при t_ср=85,03° С по табл. 1.1 множитель A₅=2678, следовательно,

_В=2678 * 1^0,8 / 0,014^0,2 = 6289 ккaл/мІ* ч*гpaд.

Расчетный коэффициент теплопередачи (с учетом дополнительного теплового сопротивления _з/_з) определяем по формуле для плоской стенки, так как ее толщина меньше 2,5 мм:

=1/(1/4921 + 0,001/90 + 0,00015 +1/6289) = 1911ккaл/мІ-ч-гpад

Уточненное значение температуры стенки трубок

=(147,73 *4921 + 85,03 * 6289)/(4921 + 6289)113°С.

Поскольку разница между уточненным значение t_ст соcтавляет 2,6% (< 3%) от принятого для предварительного расчета, то пересчета величины _п не производим.

Расчетная поверхность нагрева

=2,2*10⁶/(1911*67,7)=17 мІ

Ориентируясь на полученную величину поверхности нагрева и на заданный в условии диаметр латунных трубок d=14/16 мм, выбираем пароводяной подогреватель горизонтального типа конструкции Я.С. Лаздана (рис. 2.1, табл. 2) с поверхностью нагрева F =20,4 мІ, площадью проходного сечения по воде (при z=2) f_T =0,0132 мІ, количеством и длиной трубок 172*2400 мм, числом рядов трубок по вертикали т =12. Основные размеры подогревателя приведены в табл. 2.1

Уточним скорость течения воды w в трубках подогревателя:

=73,4/(3600*0,0132)=1,54 м/сек.

Поскольку активная длина трубок l=2400 мм, длина хода воды L==l*z=2400 * 2 =4800 мм.

Определяем гидравлические потери в подогревателе. Коэффициент гидравлического трения при различных режимах течения жидкости и различной шероховатости стенок трубок можно подсчитать по формуле А.Д. Альтшуля [Л. 1]:

где k₁-приведенная линейная шероховатость, зависящая от высоты выступов, их формы и частоты.

Принимая k₁=0 (для чистых латунных трубок), формулу можно представить в более удобном для расчетов виде (для гидравлически гладких труб):

Уточняем критерий Рейнольдса Re:

=1,54*0.014/0,347*10^-6= 62133

Используя табл. 3, по известной величине Re находим _T =0,01956.

Потерю давления в подогревателе определяем с учетом дополнительных потерь от шероховатости в результате загрязнений труб по табл. 4 и потерь от местных сопротивлений по табл. 5.

Для условий проектируемого теплообменника по табл. 4 для загрязненных латунных труб Х_ст=1,3, а по табл. 5 коэффициенты местных сопротивлений имеют следующие значения:

	* n (кол-во гидро сопротивлений см. чертеж)
Вход в камеру	1,5 * 1=1,5
Вход в трубки	1,0 * 2=2,0
Выход из трубок	1,0 * 2=2,0
Поворот на 180°	2,5 * 1=2,5
Выход из камеры	1,5 * 1=1.5
Итого	=9.5

Потеря давления в подогревателе (при условии w=const)

 =

=(0,01956*4,8*1,3/0,014+9,5)*1,54² *1000/(2*9,81)=2202 мм вод. ст.

(* В формуле для динамического давления здесь и везде ниже под g следует донимать коэффициент пересчета, равный 9,81 н/кгс.)

Гидравлическое сопротивление пароводяных подогревателей по межтрубному пространству, как правило, не определяется, так как его величина вследствие небольших скоростей пара (до 10 м/сек) очень мала.

3.2 Расчет секционного водоводяного подогревателя

Дано: температура сетевой воды при входе в водоводяной подогреватель t₁^/=140°C, мощность 2,2*10⁶ ккал/час, (коэффициент теплопроводности стали ==39 ккал/м * ч* град);

Расходы сетевой воды в трубках и воды, нагреваемой в межтрубном пространстве:

=2,2*10⁶/(1*(140-80))=36667 кг/час

(где теплоемкость воды - с=1 ккал/кг)

или

v_t= 36,7 мі /ч,

=2,2*10⁶/(1*(95-65))=73333 кг/час

или

v_мt= 73,3 мі /ч,

Площадь проходного сечения трубок (при заданной в условии расчета скорости течения воды в трубках w=1 м/сек)

=36,7/(3600*1)=0,010 мІ.

Выбираем по табл. 6 подогреватель МВН-2050-34 (рис. 1). Согласно табл. 6.1 он имеет: наружный диаметр корпуса 273 мм и внутренний - 263 мм, число стальных трубок (размером 16х1.4 мм (т.е. d_H=16 mm d_B=13.2mm)) n =109 шт., площадь проходного сечения трубок f_т =0,0147 мІ, площадь проходного сечения межтрубного пространства f_мт ==0,0308 мІ.

Скорость воды в трубках и в межтрубном пространстве:

=36,7/(3600*0,0147)=0,69 м/с.

=73,3/(3600*0,0308)=0,66 м/с.

Эквивалентный диаметр для межтрубного пространства по т. 6,1: d_э=0,0201

Средняя температура воды в трубках и между трубками:

=0,5*(140+80)=110 ⁰C.

При этой температуре температурный множитель, необходимый для дальнейших расчетов (по табл. 1 A_5T =2957);

=0,5*(65+95)=80 ⁰C.

(А_5МТ = 2616).

Режим течения воды в трубках (при t₁ = 110 ⁰C, _T = 0,271*10^-6 мІ/сек) и межтрубном пространстве (при t = 80 ⁰C, _МТ = 0,3565*10^-6 мІ/сек) турбулентный, так как

=0.69*0,0132/(1,271*10^-6) = 33608

=0,66*0,0201/(0,3565*10^-6) = 37212

Коэффициенты теплоотдачи (для турбулентного режима течения воды)

=2957*(0.69^0.8/0.0132^0.2)= 3308 ккал/мІ * ч град

(в данном случае d_Э=d_В);

=2616*(0,66^0.8/0,0201^0.2)= 4099 ккал/мІ * ч град

Расчетный коэффициент теплопередачи (коэффициент теплопроводности стали ==39 ккал/м - ч град) определяем по формуле для плоской стенки, так как ее толщина меньше 2,5 мм:

=1 / (1/3308 + 0,0014/39 + 1/4099)= 1718 ккал/мІ * ч град,

Температурный напор

=((140-95) - (80-65))/ ln (140-95)/(80-65) =27,3°С.

Поверхность нагрева подогревателя

=2,2*10⁶/(1718*27,3)=46,9 мІ

Длина хода по трубкам при среднем диаметре трубок d= 0,5 (d_H+d_B); d= 0,5 (0,016+0,0132) =0,0146 м

=46,9/(3,14*0,0146*109)=9,4 м.

Число секций (при длине одной секции l_Т= 4 м)

Z=L_T / l_T =9,4 / 4 = 2,25 секции; принимаем 3 секции.

Уточненная поверхность нагрева подогревателя согласно технической характеристике выбранного нами аппарата составит:

F=F^/ Z=20,13*3 60 мІ,

Где F' - поверхность нагрева (табл. 6,2)

Действительная длина хода воды в трубках и межтрубном пространстве L_T=4*3=12 м; L_MT=3,5*3=10,5 м (при подсчете L_MT расстояние между патрубками входа и выхода сетевой воды, равное 3,5 м, выбрано из конструктивных соображений).

Определяем гидравлические потери в подогревателе. Коэффициенты гидравлического трения для трубок и межтрубного пространства определяем по формуле Альтшуля при k=0,3*10^-3 мм (для бесшовных стальных труб изготовления высшего качества):

;

л =1/ [1,8 lg33608 - 1,8 lg (33608 * 0,0003/13,2 +7)]² = 0,023

л =1/ [1,8 lg37212 - 1,8 lg (37212 * 0,0003/20,1+7)]² = 0,023

Коэффициенты местных сопротивлений для потока воды в трубках, принимаем по табл. 5.

	* n (кол-во данных сопротивлений см. чертеж)
Вход в трубки	1,5 * 4=6.0
Выход из трубок	1,5 * 4=6,0
Поворот в колене	0,5 * 3=1.5
	=13,5

Суммарный коэффициент местных сопротивлений для потока воды в межтрубном пространстве определяется из выражения.

Отношение сечений входного или выходного патрубка f_мт/f_патр = 1.

=13,5*1*3=40,5

Потери давления в подогревателе с учетом дополнительных потерь Х_ст от шероховатости (для загрязненных стальных труб по табл. 4 принимаем Х_ст =1,51):

=

=(0,023*12*1,51/0,0132+13,5)*0,69² *1000/(2*9,81)=1094 мм вод. ст.

Потери в межтрубном пространстве подсчитываются по аналогичной формуле, но лишь в том случае, когда сумма значений коэффициентов местных сопротивлений _мт определена по указанной выше формуле, в противном случае расчет потерь p_мт значительно усложняется.

Итак,

=

=(0,023*10,5*1,51/0,0201+40,5)*0.66² *1000/(2*9,81)=1302 мм вод. ст.

3.3 Сопоставление полученных результатов

Сведем полученные результаты в табл. и сравним их между собой.

Расчетные данные кожухотрубчатого и секционного водоводяных теплообменников

Тип теплообменника	Коэффициент теплопередачи K, ккaл/мІ*ч*гpaд	Температурный напор t,°С	Поверхность нагрева F, мІ	Диаметр корпуса D, м	Длина корпуса L. м.	Гидравлическое сопротивление p м вод. ст.	Число ходов z
Кожухотрубчатый	1911	67,7	20,4	0,414	2,609	2,2	2
Секционный	1718	27,3	20,13	0,273	4,080	1,3	3

Сравнение показывает, что для данных условий кожухотрубчатый теплообменник имеет те преимущества, что он более компактен, однако гидравлическое сопротивление меньше у секционного.

4. Учебно-исследовательский раздел

Коэффициент теплоотдачи (ккал/час мІ 0С, Вт/мІ 0С)	Kурсовая работа, (часть 1) (Отраслевой расчет)	По критериальным уравнениям
Пароводяной т.о. аппарат
от т.носителя к трубке	п = 4778	п = 6192 Вт/мІ*К
от трубки к т.носителю	в = 6143	в = 12001 Вт/мІ*К.
К (коэфф. теплопередачи)	к = 1935.4	к = 1332Вт/мІ*К
Водоводяной т.о. аппарат
от т.носителя к трубке	мт = 4086	мт = 11238 Вт/мІ*К
от трубки к т.носителю	т = 5227	т = 5424.6Вт/мІ*К
К (коэфф. теплопередачи)	к = 1377	к = 2138 Вт/мІ*К

1.) (1); п = (Nu*л)/d (2); в = 0.62*((g*сж*лжі*r)/(нж*d*(tн-tст)))^0.25 (3)

Nuжд = 0.021*Reжд^0.8*Prж^0.43*(Prж /Prст)^0.25 (4); п - внутри трубок; в-снаружи трубок

При tср = 0.5*(65+95) = 80єC = 80+273 = 353K лж = 0.674 Вт/м*К нж = 0.375*10^-6мІ/с

Reж = 38866.8 (Критерий Рейнольдса ф. 1-4) Prж = 2.08 Prст = 1.47 при tст = 114 єC Prж = 2.08^0.43 = 1.37

(Prж / Prст)^0.25 = (2.08/1.46)^0.25 = 1.09

Все эти значения подставим в (4) формулу:

Nuжд = 0.021*38866.8^0.8*1.37*1.09 = 147

Это значение подставим в формулу (2):

п = (147*0.676)/16*10^-3 = 6192 Вт/мІ*К

Определяем по температуре tнас = 172єC = 172+273 = 445 К сж = 927 кг/мі лж= 0.685 Вт/кг*К

нж = 0.213*10^-6 мІ/с

Подставляем все эти значения в формулу (3):

в = 0.72*((9.81*927*2145000*0.685і)/(0.213*10^-6*16*10^-3*(172-147)))^0.25 = 12001 Вт/мІ*К.

Теперь п и в подставим в формулу (1):

K=1/ 1/6192 + 0.001/90+ 0.0005 + 1/ 12001 = 1332 Вт/мІ*К

2.) Для расчета коэффициента теплоотдачи внутри трубок в водоводяном Т.О.А. воспользуемся формулой (3). В которой при tср = 0.5*(65+95) = 80 єC = 80+273 = 353 K

лж = 0.674 Вт/м*К нж = 0.375*10^-6 мІ/с Reж = 35007 Prж = 2.08 Prст = 1.85

Prж = 2.08^0.43= 1.37 (Prж / Prст)^0.25 = (2.08/1.85)^0.25 = 1.03

т - внутри трубок; мт - снаружи трубок

Nuжд = 0.021*35007^0.8*1.37*1.03 = 128; т = (128*0.674)/16*10^-3 =5424.6Вт/мІ*К

Для расчета коэффициента теплоотдачи снаружи трубок в водоводяном Т.О.А. воспользуемся формулой:

Nuжд = 0.26*Reжд^0.65*Prж^0.33*(Prж /Prст)^0.25

В которой при tср = 0.5*(80+140) = 110 єC = 110+273 = 383 K лж = 0.685 Вт/м*К

Prж = 1.6 Prж = 1.6 ^0.33 = 1.17 Reж = 35007 (Prж / Prст) ^0.25 = (1.6/1.85)^0.25 = 0.96

Nuжд = 0.26*35007^0.65*1.17*0.96 = 262.5; мт = (262.5*0.685)/16*10^-3 = 11238 Вт/мІ*К

= 0.65/(1/5424.6 + 0.0014/39 + 1/11238) = 2138 Вт/мІ*К

5. Рекомендации по интенсификации теплообменных процессов в теплообменных аппаратах

теплообменник секционный подогреватель пароводяной

Для интенсификации теплообменных процессов в теплообменных аппаратах нужно учитывать следующие факторы, такие как: коэффициент теплоотдачи, скорости жидкости в межтрубном пространстве, направление движения теплоносителей внутри теплообменного аппарата, термического сопротивления.

При выборе расчетных скоростей жидкостей необходимо стремиться к получению развитого турбулентного режима, так как это позволяет повысить коэффициент теплоотдачи. Однако следует иметь в виду, что применение слишком высокой скорости жидкости может привести к большим гидравлическим сопротивлениям, что является нежелательным.

Скорость воздуха в межтрубном пространстве теплообменного аппарата принимают в пределах 5…20 м/с, а скорость капельных жидкостей - от 0,1 до 1,0 м/с.

Для уменьшения площади поверхности теплообмена при отсутствии изменения агрегатного состояния жидкости желательно применять в теплообменных аппаратах противоточное движение жидкостей. При кипении жидкости или конденсации пара хотя бы с одной стороны поверхности теплообмена все схемы движения принципиально равноценны (рис. 4.1).

Рис. 4.1. Схемы движения теплоносителей в теплообменниках

а - прямоток; б - противоток: в-перекрестный ток; г-смешанная схема; д - многократный перекрестный ток

При выборе продольной или поперечной схемы омывания трубок жидкостью необходимо стремиться к выравниванию коэффициент теплоотдачи для обеих жидкостей. При этом следует иметь в виду, что. при отношении Nu/Pr°'⁴>5,8 выгоднее, продольное, а при Nu/Рг⁰'⁴ < 5,8 - поперечное смывание,

Однако вопрос о том, какой из теплоносителей направлять по трубкам, а какой - в межтрубном пространстве, следует решать, в зависимости от ряда факторов. Так, например, с точки зрения применяемого давления целесообразно жидкость с большим давлением направлять по трубкам, что позволит уменьшить массу корпуса аппарата.

Необходимо также иметь в виду и эксплуатационные требования е точки зрения отложения загрязнений, удобства очистки от них и т.д.

Оребрение поверхности теплообмена применяют для выравнивания термических сопротивлений теплоотдачи в тех случаях, когда с одной стороны поверхности теплообмена наблюдаются большие значения коэффициента теплоотдачи, а с другой - малые.

Так, например, в водяных экономайзерах коэффициент теплоотдачи с водяной стороны а₂ = 2000…5000 Вт/(мІ-К), а с газовой стороны а₁ = 10… 30 Вт/(мІ * К). Для интенсификации теплообмена в таких аппаратах увеличивают площадь поверхности теплообмена со стороны газообразных продуктов сгорания за счет ее оребрения. Степень оребрения поверхности выбирают, исходя из соотношения значений а₁ и а₂. Если значения a₁ и а₂ малы, то оребрение выполняют с обеих сторон.

Список литературы

Арнольд Л.В., Михайловский Г.А., Селиверстов В.М. Техническая термодинамика и теплопередача. М., Высшая школа, 1979. - 446 с., ил.+прил.

Исаченко В.П., Осипова В.А., Сукомел А.С., Теплопередача. М., Энергия 1975 г., изд №3 486 с., переработанное и дополненное.

Архаров А.М., Исаев И.А. и др. Теплотехника. Учебник для студентов ВТУЗов под ред. Крутова В.И., М., Машиностроение, 1986. 432 с.

Лебедев П.Д., Щукин А.А. Теплоиспользующие установки промышленных предприятий курсовое проектирование) учебное пособие для энергетических ВУЗов и факультетов. М., Энергия., 1970. 408 с. 31.3 Л33.

Размещено на Allbest.ru