Комина Г.П., Яковлев В.А. Энергосбережение и экономия энергоресурсов в системах ТГС

Подождите немного. Документ загружается.

6160

где

ср.прот

– среднелогарифмический температурный напор. Оп-

ределяют по формуле (5.19), как для теплообменника простейшей

конструкции с одной трубой, работающего в противоточном ре-

жиме;

H – поправочный коэффициент, являющийся функцией темпера-

тур на входе в теплообменник и выходе из него и взаимной ориен-

тации направлений потоков жидкостей. Определяется по прил. III

в зависимости от конструкции теплообменника и движения тепло-

носителей.

1,0

0,9

0,8

0,7

0,6

0 0,0

0,0

0,08 0,1

0,8

= 2

0,5

= 0,2

Рис. 4. Схема определения поправки

по графику зависимости



fPR

Противоточная схема является наиболее эффективной по срав-

нению с прямоточной. Критерием для оценки эффективности слу-

жит величина среднего температурного напора

ср

. В противо-

точной схеме она во многих случаях оказывается больше, чем

в прямоточной. Следовательно, необходимая площадь теплопере-

дающей поверхности теплообменника с противоточной схемой дви-

жения жидкостей будет меньше, чем с прямоточной, значит, при

прочих равных условиях он будет наиболее компактным, а затраты

материала на его изготовление наименьшими. Кроме того, при осу

ществлении противоточной схемы движения теплоносителей мож-

но получить более высокую конечную температуру

, чем при

прямоточной схеме;

может стать даже выше температуры

гре-

ющей жидкости на выходе, что при прямоточной схеме движения

теплоносителей невозможно. Однако существуют условия, при

которых противоточная схема движения теплоносителей теряет

свои преимущества перед прямоточной, они обе оказываются рав-

ноценными. Вот эти условия: значения водяных эквивалентов гре-

ющего и нагреваемого теплоносителя резко различаются, т. е. либо

WW!! , либо, наоборот,

WW ; средний температурный на-

пор

ср

значительно превышает полное изменение температуры

греющей

111

tttG 

или нагреваемой

222

tttG 

жидкостей, т. е.

ср 1 ср 2

или tt tt.'!!G '!!G

Для того чтобы спроектировать теплообменник с наименьши-

ми затратами материала на единицу переносимой в нем теплоты,

нужно выбрать такую компоновку и так организовать движение

жидкостей, чтобы поверхность нагрева F была наименьшей. Из

формулы (5.17) или (5.18) следует, что для этого нужно добиваться

осуществления в теплообменнике наибольших

ср

и k.

Коэффициент теплопередачи k представляет собой расчётную

количественную величину, характеризующую сложный теплообмен.

Он зависит от коэффициента тепловосприятия, коэффициента теп-

лоотдачи, термического сопротивления стенки и загрязнений.

Поскольку толщина стенки трубы теплообменника мала по

сравнению с её диаметром и термическое сопротивление стенки

очень мало, то без большой ошибки при определении коэффици-

ента теплопередачи

теплообменника с круглыми трубами,

кДж/чм град

, можно пользоваться уравнением для плоской

стенки

6362

загр

нст

ст



, (5.24)

где

D – коэффициент тепловосприятия от продуктов сгорания к

стенке трубки теплообменника, кДж/ч

град;

– толщина стенки трубки теплообменника, м;

ст

– коэффициент теплопроводности материала трубок теплооб-

менника, кДж/ч

м град;

D – коэффициент теплоотдачи от стенки трубок к нагреваемому

теплоносителю, кДж/ч

град;

загр

– термическое сопротивление загрязнения, м

ч град/кДж.

Определяется по таблицам справочника. Для водопроводной реч-

ной воды

загр

0,00011 0,00017 мчградкДжR y  . Для очищен-

ной водопроводной воды

загр

0,000056 мчградкДжR .

Для расчётов теплообменников величиной термического со-

противления стенки трубки

ст

кДж/мчград

, обычно пре-

небрегают вследствие её очень малого значения, поэтому формула

(5.24) принимает вид

загр

вн



(5.25)

Определение коэффициента тепловосприятия

Для определения коэффициента тепловосприятия (теплопе-

редачи от газов к стенке трубки теплообменника)

D используютт

критериальные уравнения теплопередачи.

Коэффициент тепловосприятия,

кДж/мчград

, определяет-

ся из уравнения

гг

O

, (5.26)

где

Nu – критерий Nu (Нуссельта). Это безразмерная величина,

характеризующая интенсивность процесса теплообмена, завися-

щая как от режима движения теплоносителя, так и от характера

омывания теплообменных поверхностей греющим теплоносите-

лем;

O – коэффициент теплопроводности для греющего теплоносите-

ля, кДж/м

ч град. Определяется по таблицам справочной литера-

туры в зависимости от температуры и вида греющего теплоноси-

теля. Для продуктов сгорания газового топлива

O принимается

по табл. 2 прил. II;

d – эквивалентный диаметр смоченной тепловоспринимающей

поверхности трубок, омываемых греющим теплоносителем, м.

Для теплообменников с круглыми трубками эквивалентный диа-

метр смоченной тепловоспринимающей поверхности равен наруж-

ному диаметру трубок теплообменника:

эн

dd .

Для омываемых теплоносителем снаружи сечений трубок,

отличных от круглого сечения (квадратного, прямоугольного и дру-

гих сечений), эквивалентный диаметр

d вычисляется по формуле



(5.27)

где

– площадь поперечного сечения трубки, определяемая

по наружной смоченной поверхности, м

;

– периметр наружной смоченной поверхности, м.

Критерий Re (Рейнольдса) характеризует режим движения

жидкости и находится по формуле

6564

гэ

Re ,

wd

(5.28)

где

w – скорость греющего теплоносителя, м/с;

d – эквивалентный диаметр смоченной тепловоспринимающей

поверхности трубки, омываемой греющим теплоносителем, м;

Q – коэффициент кинематической вязкости греющего теплоно-

сителя, м

/с.

Критерий Nu (Нуссельта) определяется из следующих далее

условий.

При поперечном омывании продуктами сгорания коридорных

пучков труб с углом атаки 90°:

при

Re 1 10

0,25

0,50 0,36

ггг

Nu 0,56 Re Pr ;

§·

  

¨¸

©¹

(5.29)

при

Re 1 10!

0,25

0,65 0,36

ггг

Nu 0,22 Re Pr

§·

  

¨¸

©¹

(5.30)

Для воздуха зависимости (5.29) и (5.30) упрощаются:

при

Re 1 10

0,50

вв

Nu 0,49 Re ; 

(5.31)

при

Re 1 10!

0,65

вв

Nu 0,194 Re . 

(5.32)

При поперечном омывании шахматных пучков труб с углом

атаки 90°:

при

Re 1 10

0,25

0,50 0,36

ггг

Nu 0,56 Re Pr ;

§·

  

¨¸

©¹

(5.33)

при

Re 1 10!

0,25

0,60 0,36

ггг

Nu 0,40 Re Pr

§·

  

¨¸

©¹

(5.34)

Для воздуха зависимости (5.33) и (5.34) упрощаются:

при

Re 1 10

0,50

вв

Nu 0,49 Re ; 

(5.35)

при

Re 1 10!

0,60

вв

Nu 0,35 Re , 

(5.36)

где

Re – критерий Re. Определяет гидромеханическое подобие

течения греющего теплоносителя;

Pr – критерий теплофизических констант греющего теплоноси-

теля, вычисленный при его средней температуре;

Pr – критерий теплофизических констант греющего теплоноси-

теля, рассчитанный при средней температуре стенки трубки;

Re – критерий Re. Определяет гидромеханическое подобие тече-

ния воздуха (если в качестве греющего теплоносителя использует-

ся воздух).

Поскольку в критерий Pr входят лишь постоянные физичес-

кие величины, меняющиеся только от вида и температуры тепло-

носителя, то его обычно определяют по таблицам справочной ли-

тературы или применительно к продуктам сгорания газа по табл. 2

прил. II

в зависимости от средней температуры греющего тепло-

6766

носителя



ср 11

ttt/ 

; для греющего теплоносителя и средней

температуры нагреваемого теплоносителя



ср 22

ttt/ 

для на-

греваемого теплоносителя.

Критерий Pr для любого вида теплоносителя может быть вы-

числен также по формуле

Pr ,

(5.37)

где

– критерий Рейнольдса;

– критерий Пекле;

– коэффициент кинематической вязкости теплоносителя. Опре-

деляется по таблицам справочной литературы в зависимости от

температуры и вида теплоносителя или применительно к продук-

там сгорания газа по табл. 2 прил. II либо как отношение коэффи-

циента динамической вязкости теплоносителя к его плотности

Q P U

при средней температуре теплоносителя;

– коэффициент температуропроводности. Находится по табли-

цам справочной литературы или применительно к продуктам сго-

рания газа по табл. 2 прил. II либо как отношение коэффициента

теплопроводности теплоносителя к произведению теплоёмкости

при средней температуре теплоносителя на его плотность:

ac O U

Критерий Pe определяется из соотношения

Pe ,



(5.38)

где w – скорость течения теплоносителя, м/с;

d – эквивалентный диаметр смоченной поверхности трубки теп-

лообменника.

После определения критерия Nu вычисляем коэффициент теп-

ловосприятия омываемой греющим теплоносителем стенки труб-

ки теплообменника

D по выражению (5.26).

Тепловой поток, передаваемый от греющего теплоносителя

к стенке трубки теплообменника,

кДж/мч

, определяется по фор-

муле

ср ст

гст



(5.39)

где

ср

t – среднеарифметический температурный напор, определя-

емый как полусумма температур греющего теплоносителя на вхо-

де и выходе из теплообменника:



ср 11

ttt/ 

, °С;

ст

t – средняя температура стенки трубки теплообменника, °С. На-

ходится методом подбора.

Определение коэффициента теплоотдачи

Значение коэффициента теплоотдачи от стенок труб к нагре-

ваемому теплоносителю,

кДж/мчград

, вычисляется по анало-

гичной формуле

нн

O

(5.40)

где

Nu – критерий Nu;

O – коэффициент теплопроводности нагреваемого теплоносителя,

кДж/ч

м град. Определяется по таблицам справочной литературы

или по табл. 2 прил. II для сухого и влажного воздуха и табл. 11

прил. II для воды;

6968

d – эквивалентный диаметр смоченной поверхности трубки теп-

лообменника, м. В этом случае эквивалентный диаметр смочен-

ной поверхности трубки рассчитывается с учётом того, что нагре-

ваемый теплоноситель омывает внутреннюю поверхность трубки.

Это означает, что при его определении не учитывается толщина

стенки трубки теплообменника.

В указанных формулах критерий Nu находится для несколько

иных условий движения

теплоносителя. Ранее в формулах для оп-

ределения коэффициента тепловосприятия критерий Nu вычислял-

ся при условии, что греющий теплоноситель омывал поверхности

трубок поперёк, т. е. угол атаки равнялся 90°. Выражения для

определения критерия Nu (5.41) и (5.42) записаны при условии про-

дольного омывания трубопроводов нагреваемым теплоносителем,

т. е. для угла атаки 0°.

Для определения режима движения теплоносителя по трубам

теплообменника (критерия Re) используют выражение (5.28),

но применительно к нагреваемому теплоносителю. Согласно вы-

численному режиму движения определяют критерий Nu по одной

из приведённых далее формул.

При продольном омывании пучков труб теплообменник

с углом атаки 0°:

при ламинарном режиме движения

Re 1 10

0,25

0,4

0,33

ннн

Nu 1,4 Re Pr ;

§·

   

¨¸

©¹

(5.41)

при турбулентном режиме движения

Re 1 10t

0,25

0,80 0,43

ннн

Nu 0,021 Re Pr ,

§·

  H

¨¸

©¹

(5.42)

где

H – коэффициент, учитывающий изменение среднего коэффи-

циента теплоотдачи по длине трубы. Определяется по таблицам

справочной литературы или по табл. 4 прил. II в зависимости от

критерия Re и отношения

Следует обратить внимание на сомножитель, представляющий

собой отношение критериев Прандтля

сн

Pr Pr в формулах (5.41) и

(5.42). В связи с тем, что теплота передаётся от стенки к нагревае-

мому теплоносителю, коэффициент отношений теплофизических

констант нагреваемого теплоносителя, вычисленного при темпе-

ратуре стенки трубки и при температуре нагреваемого теплоноси-

теля, записывается в виде соотношения

сн

Pr Pr . Если теплота пе-

редаётся от греющего теплоносителя к стенке, коэффициент отно-

шений теплофизических констант греющего теплоносителя, вы-

численный при температуре греющего теплоносителя и при тем-

пературе стенки трубок, записывается в виде соотношения

гс

Pr Pr .

После определения критерия Nu по формуле (5.41) или (5.42)

определяют коэффициент теплоотдачи от стенок трубопроводов

теплообменника к нагреваемому теплоносителю по формуле (5.40),

а затем по формуле (5.25) вычисляют коэффициент теплопередачи

от греющего к нагреваемому теплоносителю при условии, что со-

блюдается равенство тепловых потоков.

Тепловой поток, идущий от стенки трубы к нагреваемому теп-

лоносителю,

кДж/мч

, вычисляется по формуле

ст ср

ст н



(5.43)

где

ср

t – среднеарифметический температурный напор, °С. Опре-

деляется как полусумма температур нагреваемого теплоносителя

на входе и выходе из теплообменника:



ср 22

ttt/ 

;

ст

t – средняя температура стенки трубки теплообменника, °С. Оп-

ределяется методом подбора.

7170

После определения тепловых потоков от греющего теплоно-

сителя к стенке трубы и от стенки трубки

гст

к нагреваемому

теплоносителю

ст н

необходимо удо стоверит ься в их равенстве,

т. е. тепловой поток, который передаётся от греющих газов к стен-

ке трубки, должен быть равен тепловому потоку, идущему от стен-

ки трубки к нагреваемому теплоносителю. Если в результате ока-

зывается, что тепловой поток, идущий от греющего теплоносите-

ля к стенке трубки, больше теплового потока

от стенки трубки к

нагреваемому теплоносителю, то необходимо повысить темпера-

туру стенки трубки и выполнить расчёт коэффициентов теплоот-

дачи

D и тепловосприятия

D заново. Коэффициенты

D и

считаются определёнными правильно, если соблюдается равенство

тепловых потоков

гст стн

.qq

(5.44)

Далее по выражению (5.17) или (5.18) находят необходимую

поверхность теплообмена.

Можно подсчитать количество труб проектируемого тепло-

обменника, шт., по формуле

тр

(5.45)

где F – площадь теплопередающей поверхности трубок теплооб-

менника, м

;

тр

– площадь теплопередающей поверхности одной трубки тепло-

обменника, м

ПРИМЕР РАСЧ Ё ТА

Определить необходимую площадь теплопередающей поверхности реку-

перативного теплообменного аппарата, работающего на продуктах сгорания

промышленной термической печи с температурой

1200 C

t q

, расходомм

580 мч

по схеме противоток (номограмма 3 прил. III). Состав продуктов

сгорания следующий:

7,66 ммV

2,1 ммV

0,2 ммV

СO

1,03 ммV

. Теплообменный аппарат нагревает горячую воду, исполь-

зуемую для горячего водоснабжения промышленного предприятия, от

4 C

t q

до

85 C

t q

. Расход воды в теплообменнике

200 лсG

. Скорость потокаа

продуктов сгорания через живое сечение межтрубных каналов теплообменни-

ка

4,5 мсw

. Наружный диаметр трубок теплообменника d

= 20 мм, внут-

ренний диаметр d

= 16 мм. Ориентировочная длина трубок теплообменника

l = 0,5 м. Коэффициент полезного действия теплообменника равен 98 %.

Необходимо определить площадь теплопередающей поверхности F реку-

перативного теплообменника, конструктивную длину и количество трубок теп-

лообменника при условии, что трубки располагаются в шахматном порядке.

РЕШЕНИЕ

Из уравнения теплового баланса для рекуперативного теплообменного

аппарата (5.15) мы определяем единственную неизвестную – температуру ухо-

дящих

газов

  

11 1 1 2 2 2

'' ' " " '

VII GIIU   K  



11 11 11 22 2 2

'''"" "'

Vctct GcttU     K   

где

– массовая теплоёмкость продуктов сгорания при температуре

. Оп-

ределяется по формуле (5.6);

– массовая теплоёмкость продуктов сгорания при температуре

. Величи-

на теплоёмкости каждого компонента, входящего в состав продуктов сгорания,

принимается по таблицам теплоёмкостей в зависимости от температуры. По-

7372

скольку продукты сгорания являются сложной газовой смесью, то, зная их со-

став, можно по формуле (5.7) определить их удельную теплоёмкость

, пред-

варительно задаваясь неизвестной температурой

. После определения темпе-

ратуры

значение теплоёмкости

перечитывают с учётом найденной тем-

пературы

до тех пор, пока величина

не будет соответствовать температу-у-

ре

Зная состав продуктов сгорания, определяем плотность при нормальных

физических условиях по формуле (5.8):

22 2 2

222 2

2222

0000

NHO OCO

NHOOCO

п.с

7,66 1,25 2,1 0,804 0,2 1,43 1,03 1,977 кг

1,2 4 .

VV VV

U

U  U  U  U



 

Плотность продуктов сгорания при температуре

1200 C

t q

находится

по формуле (5.9):

273

273 1,24 кг

0,23 .

273 1200

273 м

U





При известном составе продуктов сгорания по формуле (5.6) определяют

теплоёмкость продуктов сгорания на входе в теплообменник:



22 2 2 22 2 2

22 2 2

N N HO HO O O CO CO

п.с 1

NHOOCO1

7,66 1,42 2,1 1,78 0,2 1,51 1,03 2,28 кДж

6,82 .

11 0,23 кг град

''''

V с

VcVc VcVc

VV VV



   

U

 U





Зная, что в теплообменнике продукты сгорания отдают теплоту нагревае-

мому теплоносителю, предварительно задаваясь температурой греющего теп-

лоносителя на выходе из теплообменника

1050 C

t q

, определяем его плот-

ность по формуле (5.10):

273

273 1,24 кг

0,26 .

273 1050

273 м

U





По формуле (5.7) находят теплоёмкость продуктов сгорания при темпера-

туре

1050 C

t q



22 2 2 22 2 2

22 2 2

N N HO HO O O CO CO

п.с 1

NHOOCO1

7,66 1,40 2,1 1,74 0,2 1,48 1,03 2,23 кДж

5,93 .

11 0,26 кг град

""""

V с

VcVc VcVc

VV VV



   

U

 U





Из уравнения теплового баланса (5.15) выражают неизвестную величину

– температуру уходящих газов после теплообменника. Уравнение решаем

относительно этого неизвестного:



11 11 22 2 2

11 1

0,98 580 0,23 6,82 1200 720 4,19 85 4

1064 C.

0,98 580 0,23 5,93

''' ' " '

''"

VctGctt

K U      

K U 

 

 

Разница между принятой температурой

1050 C

t q

и полученной в ре-

зультате расчёта

1064 C

t q

по параметрам теплоёмкости и плотности про-

дуктов сгорания, рассчитанных при

1050 C

t q

, оказалась равной 14 °С. По-

скольку значения теплоёмкости и плотности продуктов сгорания при разнице

температур для продуктов сгорания меняются незначительно, то допускается

расчётные параметры принять за истинные.

По данным расчёта температуры уходящих газов строим график измене-

ния температур греющего и нагреваемого теплоносителей вдоль поверхностей

теплообмена аппарата при противотоке теплоносителей (рис. 5).

По графику изменения

температур греющего и нагреваемого теплоноси-

телей (см. рис. 5) определяют бульшую и меньшую разности температур между

греющим и нагреваемым теплоносителями на концах рекуперативного тепло-

обменника

бм

и tt'':

б 12

1200 85 1115 C,

ttt'   q

м 12

1064 4 1060 С.

ttt'   q

7574

> C

1200 C

t q

1064 C

t q

4 C

t q

85 C

t q

max

= 1096 qС

= 1115 qС

= 1060 qС Gt

= 136 qС

= 81 qС

Рис. 5. График изменения температуры нагреваемого и охлаждаемого

теплоносителя по ходу его движения

Находят среднелогарифмический температурный напор по формуле (5.19):

бм

ср

1115 1060

1087 C.

1115

1060

''



' q

Определяют величину P, представляющую собой отношение степени на-

грева холодной среды к максимально возможному перепаду температур, и ве-

личину R, представляющую собой отношение степени охлаждения горячей сре-

ды к степени нагрева холодной среды, по формулам (5.21) и (5.22):

85 4

0,07;

1200 4

1200 1064

1,67.

85 4



После нахождения констант P и R согласно конструкции нашего теплооб-

менника по номограмме 3 прил. III определяют поправочный коэффициент

H .

ср ср.прот

1087 1 1087 C.

' ' H  q

Из условия задачи ясно, что скорость потока продуктов сгорания через

живое сечение межтрубных каналов

4,5 мсw , а наружный диаметр трубок

теплообменника d

= 20 мм.

Определение коэффициента тепловосприятия

Коэффициент тепловосприятия от нагреваемого теплоносителя к стенке

трубки теплообменника

кДж/мчград

, вычисляется по формуле (5.26):

гг

O

Для труб круглых сечений

нэ

dd .

Среднеарифметическая температура греющего теплоносителя (продуктов

сгорания)

ср

1100 1064

1082 C.



Среднеарифметическая температура нагреваемого теплоносителя (воды)

ср

85 4

42,5 C.



Коэффициент кинематической вязкости для греющего теплоносителя (про-

дуктов сгорания среднего состава) определяется при их средней температуре

ср

с помощью интерполяции по табл. 2 прил. II. При средней температуре гре-

ющего теплоносителя

ср

1082 Сt q

коэффициент кинематической вязкости

169,7 10 м /с



Q 

Критерий Рейнольдса, характеризующий режим движения греющего теп-

лоносителя через конвективный пучок трубок, вычисляется при средней его

температуре

ср

гэ

4,5 0,02

Re 530

169,7 10





Согласно найденному значению критерия Re выбирают выражение для

расчёта критерия Nu.

При

Re 1000 расчёт производим по формуле

0,25

0,5 0,36

ггг

Nu 0,56 Re Pr .

§·

  

¨¸

©¹

7776

Критерий Pr

(критерий теплофизических параметров греющего теплоно-

сителя) определяется по табл. 2 прил. II в зависимости от средней температуры

греющего теплоносителя

ср

. Для продуктов сгорания, имеющих температуруу

ср

1013 Сt q

, критерий

Pr 0,58 .

Критерий Pr

(критерий теплофизических параметров греющего теплоно-

сителя) определяется по табл. 2 прил. II в зависимости от средней температуры

стенки теплопередающей поверхности трубы, омываемой теплоносителем,

ст

ср

Температура стенки находится методом подбора.

Задаются средней температурой стенки

ст

ср

83 Сt q

. Для греющего теп-

лоносителя при

ст

ср

83 Сt q

критерий

Pr 0,71 .

Для греющего теплоносителя

0,25

0,5 0,36 0,5 0,36

ггг

0,58

Nu 0,56 Re Pr 0,56 530 0,58 10,07.

Pr 0,71

§·

     

¨¸

©¹

Коэффициент теплопроводности греющего теплоносителя

при средней

температуре

ср

1082 Сt q

равен 29,3

–2

кДж/м ч град.

гг

10,07 29,3 10 кДж

147,5 .

0,02

чм град



O



Тепловой поток, направляющийся от газов к стенке,

ср

гст

1082 83 кДж

147 350 .

чм

147,5





Определение коэффициента теплоотдачи

Коэффициент теплоотдачи от стенки к воде,

кДж/чм град

нн

O

Критерий Re

, характеризующий режим движения нагреваемого теплоно-

сителя по трубкам теплообменника, при его средней температуре

ср

42,4 Сt q

нэ

0,2 0,016

Re 5079.

0,63 10





Согласно найденному значению критерия Re

выбирают выражение для

расчёта критерия Nu

При значении

кр

Re 2 10!

устанавливается турбулентный режим тече-

ния. Для такого режима при продольном омывании труб критерий Nu

опреде-

ляется по формуле

0,25

0,8 0,43

ннн

0,25

0,8 0,43

Nu 0,021 Re Pr

2,1

0,021 5079 4,14 1 20,09.

4,14

§·

  H

¨¸

©¹

§·

   

¨¸

©¹

Для воды, имеющей температуру

ср

42,5 Сt q

, критерий

Pr 4,14 .

Критерий Pr

для нагреваемого теплоносителя находится при средней тем-

пературе стенки внутренней поверхности трубок теплообменника

ср

ст

. Для воды

при

ст

ср

83 Сt q

критерий

Pr 2,1 .

Коэффициент теплопроводности нагреваемого теплоносителя

O при егоо

средней температуре

ср

42,5 Сt q

равен 2,279 кДж м ч град .

нн

30,09 0,633 Вт кДж

1190 4284 .

0,016

мС чмград

O



q  

Тепловой поток, направляющийся от стенки трубки теплообменника

к нагреваемому теплоносителю,

ст ср

загр

83 42,5 кДж

140 147 .

чм

0,000056

4284







Определяют невязку тепловых потоков:

147 350 140 147

100 % 4,8 %.

147 350



' 

Погрешность невязки составляет 2 %, что является допустимым, поэтому

7978

среднюю температуру стенки теплопередающей поверхности трубок теплооб-

менника можно считать подобранной правильно.

Определяют коэффициент теплопередачи по формуле (5.25):

заг

вн

11 кДж

141,46

11 1 10,0002

чм град

147,5 4284 3,6



  

Необходимую площадь теплопередающей поверхности рекуперативного

теплообменника F находят по формуле (5.17) или (5.18):

 



111 2 2 2

ср ср

580 15,77 0,1 1200 927

1,73 м .

141,46 1016

'" "'

Wtt W t t

kt kt

 

 

' ' 

Для обеспечения нагрева воды от температуры 4 до 85 °C с расходом

200 л/с необходимо установить рекуперативный теплообменник, который будет

иметь площадь поверхности нагрева F = 1,73 м

Площадь теплопередающей поверхности одной трубки теплообменника

тр н

3,14 0,02 0,5 0,0314 м .Sdl S   

Количество трубок теплообменника вычисляют по формуле (5.45):

тр

1,7 3

55 шт.

0,0314

Глава 6. ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ РАБО Т Ы

ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ УСТАНОВОК. ИСПОЛЬЗОВАНИЕ

ВЫСШЕЙ ТЕПЛОТЫ СГОРАНИЯ ТОПЛИВА

6.1. Контактные теплообменные аппараты

Как известно, все тепловые расчёты промышленных печей,

отопительных котлов и других теплоиспользующих установок

ведутся по низшей теплоте сгорания топлива, иными словами, при

расчёте не учитывается скрытая теплота конденсации водяных

паров, которые несут в себе продукты сгорания топлива. Темпера-

тура уходящих

газов большинства типов теплотехнического обо-

рудования, рассчитываемого с учётом низшей теплоты сгорания,

принимается в пределах 150

160 °С, а то и выше. При установке

рекуперативных и регенеративных теплообменных аппаратов при-

нимать температуру ниже указанного предела невыгодно, посколь-

ку дальнейшее снижение температуры продуктов сгорания уве-

личивает громоздкость и стоимость теплоутилизационного обо-

рудования.

Однако если баланс теплоты сводить по высшей теплоте

сгорания топлива, т. е. учитывая скрытую теплоту конденсации

водяных паров

, содержащихся в отходящих газах (эта теплота

составляет около 4190 кДж/м

сжигаемого природного газа, т. е.

12 %), то потери теплоты с этими газами составят в современ-

ных котлоагрегатах более 18 %, а в промышленных печах – около

50 %. Потеря теплоты с уходящим сушильным агентом в сушиль-

ных установках лежит на уровне потерь промышленных печей

вследствие его высокого влагосодержания.

Утилизация теплоты отходящих газов различными установ-

ками через теплопередающие поверхности не в полной мере

соот-

ветствует современным требованиям максимально эффективного

использования топлива. Особенно это относится к сушильным ус-

тановкам, из которых продукты сгорания выходят со сравнитель-

но низкой температурой (порядка 100 °С), но с весьма высоким

влагосодержанием (близким к 100 %), в результате чего энтальпия

этих продуктов иногда находится на уровне энтальпии уходящих

из промышленных печей газов с температурой 800

1000 °С.

Температура уходящих газов за котлами-утилизаторами про-

мышленных печей составляет 200

300 °С, за отопительными кот-

лами 200

250 °С, а за котлами промышленных и коммунальных

предприятий, не оборудованных экономайзерами, еще выше.

Снижать эту температуру ниже 120 °C с помощью поверхностных

утилизаторов теплоты экономически невыгодно, так как значитель-

но увеличиваются металлоемкость, размер и стоимость теплооб-

менного оборудования. В результате скрытая теплота парообразо-

вания всё равно не используется, поскольку для этого необходимо

снизить температуру

уходящих газов до 50 60 °С.