Заврин В.Г. Тепломассообменное оборудование предприятий
Подождите немного. Документ загружается.
Заврин В. Г. Тепломассообменное оборудование предприятий.
Учеб. пособие / Том. политех. ун-т. – Томск, 2004. – 163 с.
11
Температура кипения теплоносителя должна быть высокой. В этом
случае для поддержания теплоносителя в жидком состоянии не требуется
сильно повышать давление. Теплоносители должны быть:
• химически стабильными, не вступать во взаимодействие с материалом
теплообменника, не должны образовывать взрывоопасных смесей при сме-
шении с другими теплоносителями;
• обеспечивать интенсивный теплообмен в ТА, обладать выс
окой теп-
лопроводностью и малой вязкостью;
• иметь достаточную термостойкость;
• быть доступными и иметь невысокую стоимость;
• отличаться малой химической токсичностью;
• иметь высокие температуры кипения и воспламенения;
• быть удобными в транспортировке, хранении и заправке;
• быть безопасными в эксплуатации.
Точность результатов теплового расчета зависит от надежности опреде-
ления теплофизических свойств. Используют интерполяцию с помощью уз-
ловых точек та
блиц или применяют аналитическое представление в виде
функции двух или нескольких переменных. Наиболее распространен метод
аналитического представления опытных данных. При этом следует иметь
в виду, что
;ρμ
⋅
=
v
(1.1)
./λρ1000Pr
p
сv
⋅
⋅
⋅
=
(1.2)
Теплоноситель вода. Преимущества: большая плотность, теплоемкость
и коэффициент теплоотдачи; малая химическая активность у пресной воды,
низкая стоимость; доступность и безвредность. В ТА используют речную,
морскую и артезианскую воду. В случае большого расхода охлаждающей во-
ды применяют оборотные циклы – воду охлаждают в градирнях и брызгаль-
ных бассейнах и используют повторно. При охлаждении среды с темп
ерату-
рой выше 100
о
С может быть применено испарительное охлаждение, при ко-
тором образующийся пар может быть полезно использован.
Теплофизические свойства воды на линии насыщения в диапазоне тем-
ператур 10 ÷ 100
о
С апроксимируется уравнениями:
плотность
;кг/м,
10466,099534,0
1005
ρ
3
3
t
−
⋅+
=
(1.3)
теплоемкость
()
;СкгкДж ,10152341,010136578,020511,4
242
°⋅⋅+⋅−=
−−
ttc
p
(1.4)
теплопроводность
()
;КмВт ,101278,0102588,0551444,0λ
242
⋅⋅−⋅+=
−−
tt
(1.5)
кинематическая вязкость
[
{}
. см ,1087,0)])273ln(9304,522999,33(expexp
26
−
⋅−+−= tv (1.6)
Заврин В. Г. Тепломассообменное оборудование предприятий.
Учеб. пособие / Том. политех. ун-т. – Томск, 2004. – 163 с.
12
Воздух имеет малую теплоемкость, небольшие значения коэффициентов
теплоотдачи, что ограничивает область его применения в современных ТА.
В диапазоне температур 10÷150
о
С при давлении 98÷980 кПа
Плотность
;мкг,
273
3,4839
ρ
3
+
=
t
p
(1.7)
теплоемкость
(
)
СкгкДж/,101904,10005,1
4 o
⋅⋅+=
−
tс
p
; (1.8)
теплопроводность
(
)
,2731037,0
748,0
3
+⋅=λ
−
t Вт/(м · K); (1.9)
кинематическая вязкость
,C 1400при , см ,)101,07,13(10
o2
0
6
÷=+=
−
t
p
p
tv
(1.10)
, t
p
p
t,,v C400140при)1455076(10
o
0
6
÷=+=
−
(1.11)
где
07,98
0
=p
кПа.
Водяной пар в ТА используется при t = 150 ÷ 180
о
С. При более высоких
температурах резко возрастает давление. Водяной пар имеет большую скры-
тую теплоту парообразования, невысокую стоимость, удобен для транспор-
тировки по трубопроводам, процесс нагревания среды осуществляется при
постоянной температуре конденсации.
Дымовые газы образуются при сгорании топлива в котлах, печах, су-
шильных установках, в двигателях внутреннего сгорания. Дымовые газы
природного газа мало агрессивны до температ
уры 800
о
С для углеродистых
сталей. Коэффициенты теплоотдачи и теплоемкость характеризуются низки-
ми значениями.
Высокотемпературные теплоносители используют для нагрева до тем-
пературы выше 150
о
С, они имеют высокую температуру кипения при атмо-
сферном давлении. Эти теплоносители делят на три группы: 1) органические
вещества; 2) кремнеорганические соединения и неорганические соли; 3) жид-
кометаллические теплоносители.
Заврин В. Г. Тепломассообменное оборудование предприятий.
Учеб. пособие / Том. политех. ун-т. – Томск, 2004. – 163 с.
13
2. РАСЧЕТ ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ
2.1. Тепловой конструктивный расчет
рекуперативных теплообменников непрерывного действия
При проектировании теплообменных аппаратов (ТА) производят теп-
ловой конструктивный, компоновочный, гидравлический, механический
и технико-экономический расчеты.
Тепловой конструктивный расчет выполняют в целях создания нового
по конструкции аппарата, при этом известны расходы, начальные температу-
ры, основные свойства теплоносителей и тепловая мощн
ость. В результате
расчета определяют площадь поверхности теплообмена и основные конст-
руктивные размеры аппарата. В компоновочном расчете устанавливают ос-
новные соотношения между поверхностью теплообмена и сечениями каналов
для прохода теплоносителей, число ходов, габаритные размеры теплообмен-
ника. Целью гидравлического расчета является определение гидравлических
сопротивлений каналов теплообменника и затрат мощности.
Заключительным этапом при проектировании теплообменных аппаратов
является механический расч
ет, т. е. проверка деталей аппарата на прочность,
плотность и жесткость, при этом уточняется толщина трубных решеток, труб,
обечаек, днищ и других деталей.
Тепловой конструктивный расчет двухпоточного рекуперативного теп-
лообменника, предназначенного для работы в стационарном режиме, сводят
к совместному решению уравнений теплового баланса (см. рис. 5)
Q
1
= Q
2
+ Q
пот
или Q
1
η = Q
2
, (2.1)
где Q
1
– количество теплоты, отданной греющим теплоносителем;
Q
2
– количество теплоты, воспринятое нагреваемым теплоносителем;
Q
пот
– потери теплоты в окружающую среду;
1пот1
1
2
/)(η QQQ
Q
Q
−==
(2.2)
– коэффициент тепловых потерь – 2÷3 %,
и уравнения теплопередачи
Q = Q
2
= kFΔt, (2.3)
где k – коэффициент теплопередачи;
F – площадь поверхности теплообмена;
Δt – средний температурный напор.
Конкретный вид уравнения теплового баланса зависит от количества уча-
ствующих в теплообмене сред, их агрегатного состояния и происходящих фа-
зовых превращений.
Заврин В. Г. Тепломассообменное оборудование предприятий.
Учеб. пособие / Том. политех. ун-т. – Томск, 2004. – 163 с.
14
В случае, если оба теплоносителя не изменяют фазового состояния
(см. рис. 6, г, д),
G
1
c
1
(t
1
′–t
1
′′) η = G
2
c
2
(t
2
′′ – t
2
′), (2.4)
где G
1
и G
2
– расходы;
с
1
и с
2
– удельные теплоемкости;
t
1
′, t
2
′ и t
1
′′, t
2
′′– температуры греющего и нагреваемого теплоносителя на
входе и выходе из аппарата.
Если один из теплоносителей изменяет агрегатное состояние (конденсация)
(см. рис. 6, в):
D
1
(h
1
′ – h
1
′′) η = G
2
c
2
(t
2
′′ – t
2
′), (2.5)
где h
1
′ и h
1
′′ – энтальпия пара на входе и конденсата на выходе из теплооб-
менника;
D
1
– расход пара;
G
2
– расход воды.
Если изменяется фазовое состояние обоих теплоносителей (см. рис. 6, а)
(выпарной аппарат с паровым обогревом, паропреобразовател), то
D
1
(h
1
′ – h
1
′′) η = D
2
(h
2
′′ – h
2
′), (2.6)
где h
2
′ и h
2
′′ – начальная и конечная энтальпия нагреваемой среды;
D
2
– расход вторичного пара.
Коэффициент теплопередачи в трубках ТА, при отношении d
н
/ d
в
< 1,4,
рассчитывают по зависимости для плоской стенки, погрешность < 3 %
,
α1λδα1
1
заг2стст1
R
k
+++
=
(2.7)
где α
1
и α
2
– коэффициенты теплоотдачи теплоносителей;
δ
ст
– толщина стенки;
λ
ст
– теплопроводность материала труб;
R
заг
– термическое сопротивление с обеих сторон поверхности теплооб-
мена, обусловленные загрязнением.
Рис. 5. Теплообменник типа «труба в трубе»
1 – внутренняя труба; 2 – наружная труба; 3 – калач
Заврин В. Г. Тепломассообменное оборудование предприятий.
Учеб. пособие / Том. политех. ун-т. – Томск, 2004. – 163 с.
15
Рис. 6. Изменение температуры теплоносителей в рекуперативном теплообменнике:
а – при фазовых превращениях обоих теплоносителей (конденсация одного, испарение
другого); б – при испарении нагреваемого теплоносителя; в – при конденсации греющего
теплоносителя; г – при прямоточном движении теплоносителей без фазовых превраще-
ний; д – при противоточном движении теплоносителей без фазовых превращений
При отсутствии данных о загрязнении поверхности нагрева коэффици-
ент теплопередачи, рассчитанный для чистой поверхности, снижают на
15÷30 %.
Коэффициент теплопередачи оребренных поверхностей можно рассчи-
тывать по той же формуле, только вместо действительных коэффициентов
теплоотдачи α
i
в нее подставляют выражение
α
i
пр
F
i
= α
i
F
i
[1 – F
pi
/ F
1
(1 – E
pi
C
к
С
α
)] / F, (2.8)
где F
pi
– площадь поверхности ребер;
F – площадь поверхности нагрева без ребер;
E
pi
– эффективность (КПД ребра);
C
к
и С
α
– коэффициенты, учитывающие влияние термического сопро-
тивления контакта ребер с поверхностью и переменности α
i
по высоте ребра.
"
2
t
'
1
t
F
t
t
2
= t
S2
t
1
= t
S1
Δt
F
t
Δt
t
2 =
t
S
F
t
1
= t
S
t
Δt
"
1
t
д
Δt
вх
Δt
вых
"
1
t
'
1
t
t
2
’
t
2
’
Δt
г
г
а
б
в
Заврин В. Г. Тепломассообменное оборудование предприятий.
Учеб. пособие / Том. политех. ун-т. – Томск, 2004. – 163 с.
16
В приближенных расчетах
C
к
= С
α
=1; E
pi
= th(
iiiiiiii
hdh
pppppp
)δλ(2))δλ(α2
, (2.9)
где λ
pi
– теплопроводность материала ребра;
δ
pi
– его толщина;
h
pi
– эффективная высота ребра.
Для прямого плоского ребра это расстояние от основания до его верши-
ны; для плоских круглых ребер диаметром D
р
при диаметре трубы d
н
h
pi
= 0,785 (D
р
2
– d
н
2
)/d
н
. Для ребер некруглой формы h
pi
рассчитывают так же,
как и для круглого ребра с равновеликой боковой поверхностью.
При поверочном тепловом расчете рекуперативных теплообменников
непрерывного действия дано: конструкция аппарата и его размеры, расходы
теплоносителей G
1
и G
2
и их температуры на входе t
1
′ и t
2
′. Определить тем-
пературы теплоносителей на выходе из ТА t
1
′′ и t
2
′′ и теплопроизводитель-
ность аппарата Q.
Порядок расчета: 1. Задаемся температурой t
1
′′. 2. Из баланса, с учетом
коэффициента сохранения теплоты η, определяем t
2
′′. 3. Вычисляем средний
температурный напор. 4. Из критериальных уравнений определяем коэффи-
циенты теплоотдачи α
1
и α
2
. 5. Вычисляем коэффициент теплопередачи.
6. Находим теплопроизводительность по уравнению теплопередачи Q
т
= kFΔt
ср
.
7. Если теплопроизводительность по уравнению баланса Q
б
= Q
т
, то темпера-
турой t
1
′′ задались верно, если
тб
QQ
≠
, расчет можно повторить. 8. Если
и теперь
тб
QQ ≠ , то Q определяем графически: точки Q
б
и Q
т
соединяем
прямыми линиями. Из точки пересечения опускаем перпендикуляр и читаем
t
1
′′.
Ошибка не превышает 1
÷3 %.
Компоновочный расчет. При расчете аппаратов с цилиндрическим ко-
жухом исходными данными являются: поверхность теплообмена; внутрен-
ний и наружные диаметры, длина труб (
F, d
в
, d
н
, L); расходы G
1
, G
2
и скоро-
сти теплоносителей
W
1
, W
2
.
Искомые величины: количество труб
п и их размещение в пучке, внут-
ренний диаметр корпуса аппарата
D
в
, число ходов в трубном пучке Z
т
и меж-
трубном пространстве
мт
Z
, расположение и размеры штуцеров d
ш
.
Количество труб
ii
i
Wd
ZG
Ld
F
n
ρπ
4
π
2
в
т
ср
==
, (2.10)
где
i =1 или 2 в зависимости от того, какой из теплоносителей проходит по
трубам;
d
ср
– средний диаметр трубы. Трубы в трубных решетках размещают по
вершинам треугольников или по концентрическим окружностям. Расстояние
между осями труб выбирают по наружному диаметру трубы
S = (1,2÷1,4) d
н
,
но не менее
S = d
н
+6.
Заврин В. Г. Тепломассообменное оборудование предприятий.
Учеб. пособие / Том. политех. ун-т. – Томск, 2004. – 163 с.
17
Число ходов теплоносителя, движущегося по трубам
т
тт
2
в
т
4
ρπ
G
Wdn
Z
⋅⋅
=
. (2.11)
Количество ходов в межтрубном пространстве
мт
мтмтмт
мт
ρ
G
Wf
Z
⋅
=
, (2.12)
где
f
мт
– площадь живого сечения межтрубного пространства.
Перегородки (продольные, поперечные, кольцевые или сегментные) ус-
танавливают так, чтобы скорость движения теплоносителя оставалась на
всем его пути примерно постоянной.
Влияние массообмена на теплообмен (рис. 7)
Рис. 7. Температурные графики:
а – при чистом теплообмене; б – при испарении жидкости;
в – при испарении, г – при конденсации паров
а
б
1
2
в
г
Заврин В. Г. Тепломассообменное оборудование предприятий.
Учеб. пособие / Том. политех. ун-т. – Томск, 2004. – 163 с.
18
Расчет тепловых потоков при чистом теплообмене
)(α
1
ст111
ttq −=
, (2.13)
)(α
2ст22
2
ttq −=
. (2.14)
Нагрев, сопровождаемый испарением
)(α
1
111 n
ttq −=
, (2.15)
)(α
22
22
ttq
rk
−=
, (2.16)
22
)(β
222
rppq
rpm
−=
, (2.17)
2
2
22
2
2
22
βαα
tt
pp
r
r
r
pk
−
−
⋅+=
, (2.18)
где
2
α
k
– коэффициент конвективной теплоотдачи;
2
β
p
– коэффициент массоотдачи при испарении;
r
2
– удельная теплота парообразования при температуре жидкости на
поверхности испарения
2
r
t
;
2
r
p
– парциальное давление пара у поверхности испарения, равное дав-
лению насыщения при
2
r
t
;
р
2
– парциальное давление пара в потоке смеси;
t
2
– температура смеси в потоке.
Охлаждение газа, сопровождаемое испарением:
)(α
111
1
ttq
n
−
=
, (2.19)
)(α
2
222 r
ttq
−
=
, (2.20)
22
)(β
22
rppq
rm
−
=
, (2.21)
2
2
21
2
2
22
βαα
r
r
pk
tt
pp
r
−
−
⋅−=
. (2.22)
Конденсация пара из парогазовой смеси:
)(α
1
111 r
ttq
−
=
, (2.23)
)(α
222
2
ttq
r
−
=
, (2.24)
11
)(β
11
rppq
rm
−
=
, (2.25)
1
1
11
1
1
11
βαα
r
r
pk
tt
pp
r
−
−
⋅+=
. (2.26)
Заврин В. Г. Тепломассообменное оборудование предприятий.
Учеб. пособие / Том. политех. ун-т. – Томск, 2004. – 163 с.
19
2.2. Контрольные вопросы и задания
1. Назовите основные виды теплообмена и режимы движения теплоноси-
телей в теплообменных аппаратах.
2. Чем отличается коэффициент теплоотдачи от коэффициента теплопе-
редачи?
3. В каких случаях нельзя пользоваться формулой, полученной для пло-
ской стенки при расчете коэффициента теплопередачи через стенку круглой
трубы?
4. С какой из сторон стенки, разделяющей холодный воздух и горячую
воду, целесообразно интенсифициров
ать теплообмен, чтобы увеличить ко-
эффициент теплопередачи?
5. При какой схеме движения теплоносителей, не меняющих агрегатное
состояние, средний температурный напор будет наименьшим, и при какой –
наибольшим?
6. Влияет ли схема движения теплоносителей на средний температурный
напор, если происходит фазовое превращение обоих или хотя бы одн
ого из
теплоносителей?
7. Когда коэффициент теплоотдачи выше: при внешнем поперечном об-
текании трубы или при движении теплоносителя с той же скоростью в трубе?
8. В каком из теплообменников – кожухотрубчатом или подогревателе-
аккумуляторе – выше коэффициент теплопередачи при использовании одних
и тех же теплоносителей с одинаковыми начальными температурами?
9. В каких случаях целесообразно применять ребристые трубы?
10. Когда выше коэффициент теплоотдачи – при конденсации на ве
рти-
кальной или горизонтальной трубе?
11. Назовите достоинства и недостатки воды и воздуха по сравнению
с водяным паром и высокотемпературными теплоносителями.
12. Какой из теплоносителей – воду, прошедшую термическую и хими-
ческую обработку, или дымовые газы – следует подавать в межтрубное про-
странство кожухотрубчатого теплообменника?
13. Перечислит
е способы компенсации температурных напряжений
в теплообменнике.
14. Назовите наиболее распространенные способы крепления труб
в трубной решетке.
15. Какие уравнения являются основными и общими для расчета тепло-
обменных аппаратов различных конструкций?
Заврин В. Г. Тепломассообменное оборудование предприятий.
Учеб. пособие / Том. политех. ун-т. – Томск, 2004. – 163 с.
20
3. РЕГЕНЕРАТИВНЫЕ ТЕПЛООБМЕННЫЕ АППАРАТЫ
(КОНСТРУКЦИИ И ПРИНЦИП РАБОТЫ)
Особенностью регенеративных ТА является то, что теплота в них пере-
дается от греющего теплоносителя к нагреваемому с помощью насадки, с ко-
торой попеременно контактирует каждый из теплоносителей. Регенеративные
ТА подразделяют на ТА непрерывного и периодического действия (рис. 8).
В аппаратах непрерывного действия насадка выполняется подвижной в виде
вращаю
щегося пакета, набранного из штампованных листов, металлических
стержней, шаровой засыпки или подвижного слоя сыпучего материала, вра-
щение насадки или перемещение слоя сыпучего материала происходит
в корпусе аппарата, который разделен на камеры для прохождения греющего
и нагреваемого теплоносителей. Движение теплоносителей через такие аппа-
раты осуществляется непрерывно. Если начальные темп
ературы теплоноси-
телей поддерживаются неизменными, то их температуры на выходе из аппа-
ратов не изменяются. В периодическом тепловом режиме работает только
подвижная насадка. Она нагревается сначала в камере для прохода греющего
теплоносителя и затем охлаждается в камере для нагреваемой среды.
Рис. 8. Схемы работы регенеративных теплообменников
На тепловых электрических станциях наибольшее применение нашли
регенераторы с вращающимся ротором. Насадка набирается из штампован-
ных гофрированных листов толщиной 0,6
÷1,2 мм. Ротор состоит из 24 секто-
ров, через 13 секторов проходят дымовые газы, через 9 – нагреваемый воз-
дух, а 2 сектора перекрываются уплотнительными плитами, препятствующи-
ми перетечкам и перемешиванию теплоносителей. Площадь поверхности те-
плообмена в 1 м
3
насадки достигает 400÷500 м
2
, скорость газов 7÷8 м/с, ско-
рость воздуха 7
÷9 м/с, частота вращения ротора 2 об/мин, воздух нагревается
до 300
÷350
о
С. Большие размеры поверхности, контактирующей с дымовыми
газами, позволяют поддерживать температуру поверхности насадки на более
высоком уровне, чем в пластинчатых и гладкотрубных рекуперативных воз-
а
б
1
t
′′