Расчет теплообменного аппарата (экономайзер)

приложение А.cdw

Чистовик.doc

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ
СУМСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ
КАФЕДРА ТЕХНИЧЕСКОЙ ТЕПЛОФИЗИКИ
по дисциплине “Тепломассообмен”
Термодинамический расчет 6
Определение теплофизических свойств теплоносителей 12
Предварительная компоновка теплообменной системы .15
Гидродинамический расчёт 22
Расчёт аппарата с оребренными трубами. 25
Список литературы . .31
Необходимо рассчитать теплообменный аппарат для подогрева воды (экономайзер) по следующим исходным данным.
Температура выхлопных газов на входе в пароперегреватель t1г=480°C.
Расход выхлопных газов m1=140кгс.
Параметры воды на входе в экономайзер:
-температура воды на входе в экономайзер t1=t2'=95°C;
-давление воды на входе в экономайзер p1=15 МПа.
Параметры выхлопных газов после пароперегревателя:
-температура выхлопных газов после пароперегревателя
t2= t1г-70 = 480 - 70 = 410°C
Температура выхлопных газов на входе в экономайзер
t2г= t2'+ tг = 95 + 120 = 215°C где tг=120°C.
Задачей конструктивного расчета является определение площади поверхности теплообмена необходимой для передачи заданного теплового потока при заданных температурах сред. Целью гидродинамического расчета является определение гидравлических сопротивлений и мощностей необходимых для перемещения рабочих сред в аппарате. При эотм принятые скорости движения сред должны быть увязаны с допустимыми сопротивлениями и условиями оптимизации.
Водяной экономайзер как один из основных элементов котельных установок прежде исключительно предназначался для использования тепла отходящих газов покидающих котлы. В отопительных установках он и в настоящее время исполняет это назначение. В энергетических установках по мере повышения давления пара все более увеличивается значение водяного экономайзера.
В отношении экономии металла большое значение имеет переход на однобарабанные энергетические котлы с естественной циркуляцией причем и этот барабан желательно выполнить минимального диаметра. С повышением давления пара постепенно уменьшается количество тепла расходуемого на сообщение скрытой теплоты испарения в суммарном теплосодержании 1 кг пара и возрастает расход тепла на подогревание воды до состояния насыщения. Поэтому при перераспределении значительной тепловой нагрузки на экономайзер облегчается работа котла.
Элементы экономайзеров для отопительно-производственных котельных отливаются из чугуна. Для энергетических установок водяные экономайзеры делают стальными по типу пароперегревателей. Чугунный экономайзер хорошо противостоит влиянию внутренней коррозии растворенным в воде кислородом и внешней связанной с образованием росы. Стальные экономайзеры наоборот очень подвержены таким разъеданиям поэтому в установках приходится особо тщательно деаэрировать питательную воду. Водяной экономайзер собираемый из ребристых труб довольно быстро загрязняется золой и сажей поэтому его необходимо обдувать паром.
Экономайзеры соответственно назначению условно делят на два типа: некипящие и кипящие. В экономайзере воспринимается 10–20% теплоты топлива.
Некипящие экономайзеры предназначены для подогрева питательной воды только до температуры насыщения и устанавливаются индивидуально на котел или на группу котлов низкого давления (до p = 24 МПа) и малой мощности и могут отключаться от котлов по газовому и водяному тракту.
Кипящие экономайзеры в современных котлах любого давления устанавливают индивидуально к каждому из них.
Классификация теплообменников возможна по различным признакам.
По основному назначению различаются подогреватели испарители холоильники конденсаторы.
В зависимости от вида рабочих сред различаются теплообменники:
- жидкостно-жидкостные- при теплообмене между двумя жидкими средами;
- парожидкостные - при теплообмене между паром и жидкостью;
- газожидкостные - при теплообмене между газом и жидкостью.
По тепловому режиму теплообменники бывают
- периодического действия в которых наблюдается нестационарный тепловой процесс;
- непрерывного действия с установившимся во времени процессом.
По способу передачи тепла различаются
- теплообменники смешения в которых рабочие среды непосредственно соприкасаются или перемешиваются;
- поверхностные теплообменники - рекуператоры в которых тепло передается через поверхность нагрева - твердую стенку разделяющую эти среды.
В свою очередь поверхностные теплообменные аппараты делятся на рекуперативные и регенеративные. Если теплообмен между тепло-носителями происходит через разделительные стенки то теплообменник называют рекуперативным. Если же два или больше теплоносителей попеременно соприкасаются с одной и той же поверхностью нагрева то теплообменный аппарат называют регенеративным.
ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
Целью термодинамического расчета является определение основных термических и калориметрических параметров рабочих сред в характерных точках аппарата и котельной установки в целом.
tа =19828°C при p2=15 бар (из таблицы для воды и сухого насыщенного пара).
Рис. 1.1- Схема процесса:
а) - Ts-координатах; б) - tF – координатах.
2Матиматическая модель
2.1 Если теплота горячего теплоносителя полностью воспри-нимается холодным теплоносителем то уравнение теплового баланса
где - полный тепловой поток в котле.
2.2 Средняя теплоёмкость в интервале температур от 0 до t определяется следующим эмпирическим уравнением:
Уравнение теплопередачи:
где – коэффициент теплопередачи;
– площадь поверхности стенки;
– средний логарифмический температурный напор.
2.3 Средний логарифмический температурный напор:
где – больший логарифмический температурный напор;
– меньший логарифмический температурный напор.
2.4Тепловой поток от выхлопных газов:
где i1 і2 – энтальпия выхлопных газов на входе и выходе из аппарата.
3.1. Определяем cреднюю теплоёмкость и тепловой поток используя формулы (1.2) и (1.3) соответственно:
3.2 Найдем расход воды с энергобаланса учитывая что :
i2=3275 кДжкг определяем по i-S диаграмме для водяного пара при при p2=15 МПа и t2 =410°C.
3.3 Из уравнения состояния ;
где Rун=8314 - универсальная газовая постоянная ;
- молекулярная масса смеси
где - объемные доли компонентов смеси;
- мольные массы компонентов смеси.
Из [2 табл. 13] определяем :
- теплота парообразования при давлении Р = 15 бар.
3.4 Определяем прирост энтропий.
Изменение полной энтропии смеси:
где и - изменение полной энтропии дымовых газов и воды соответственно;
- изменение удельной энтропии по потоку воды
где s1 =124 ;[2 таблица 14] – удельная энтропия воды на входе в котел;
s2 =731 определяем из диаграммы Молье - удельная энтропия воды на выходе из котла;
- изменение удельной энтропии по потоку дымовых газов;
- полная энтропия воды на выходе из экономайзера.
- абсолютная температура окружающей среды.
3.5. Определяем температуру выхлопных газов на выходе из экономайзера:
Средняя теплоемкость будет равна:
3.6 Тепловой поток в экономайзере:
3.7 Средний температурный напор :
Результаты расчетов заносим в Таблицу 1.1
Таблица 1.1. Результаты расчета.
Тепловая мощность экономайзера
Изменение полной энтропии смеси
Изменение полной энтропии дымовых газов
Изменение полной энтропии воды
Характерная температура газа после пароперегревателя
Характерная температура газа на выходе из экономайзера
Характерная температура воды на входе в экономайзер
Характерная температура воды на выходе из экономайзера
Характерное давление на входе
Большая разность температур
Меньшая разность температур
Средняя разность температур
Массовый расход воды
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ТЕПЛОФИЗИЧЕСКИХ СВОЙСТВ ТЕПЛО-НОСИТЕЛЕЙ.
Определим основные теплофизические свойства теплоносителей.
1. Средняя температура воды
2 Теплофизические свойства воды определяем по табличным данным по С:
Таблица 2.1. Теплофизические свойства воды [3]
3. Средняя температура выхлопных газов
Таблица 2.2. Теплофизические свойства воздуха [3]
4 Плотность выхлопных газов на входе определяем из уравнения состояния газа
=101325 Па- давление выхлопных газов на входе.
2. Плотность выхлопных газов на выходе определяем из уравнения состояния газа
3. Средняя плотность выхлопных газов
Результаты расчетов сводим в Таблицу 2.3.
Таблица 2.3. Результаты расчета.
Средняя плотность выхлопных газов
Теплоёмкость выхлопных газов
Коэффициент теплопроводности выхлопных газов
Кинематическая вязкость выхлопных газов
Динамическая вязкость выхлопных газов
Число Прандтля для выхлопных газов
Средняя плотность воды
Коэффициент теплопроводности воды
Кинематическая вязкость воды
Число Прандтля для воды
ПРЕДВАРИТЕЛЬНАЯ КОМПОНОВКА ТЕПЛООБМЕННОЙ СИСТЕМЫ.
1 Математическая модель
Целью эскизной компоновки теплообменника является определение предварительных размеров теплообменных аппаратов. Принимаем перекрестно-противоточную схему.
1.1 Изменение средней температуры вычисляется по формуле
где =098 – поправочный множитель на влияние механизма движения теплоносителя [1 доп. А].
1.2 Основное уравнение теплопередачи
где - площадь поверхности стенки.
- коэффициент теплопередачи;
Можем определить площадь теплообмена:
Диаметры труб выбираем из стандартного ряда приведенного ниже:
2 241 25×25 324 325 3825.
1.3 Массовый расход рабочего тела
Таким образом площадь проходного сечения
Также f можем найти по формуле
Из формул (3.6 и 3.7) выражаем n- количество рядов труб
1.4 Площадь теплообмена
1.5 В первом приближении принимаем шахматное расположение пучков труб:
Рисунок 3 – Шахматное расположение пучков труб
Отношение продольного шага к наружному диаметру обозначим через а а отношение поперечного шага к наружному диаметру обозначим через b.
При этом а находится в интервале 15 25.
1.6 Ширина теплообменника
Высота теплообменника
где z –число труб в одном ряду
1.7. Критерий Рейнольдса
1.8. Площадь экономайзера для одной секции
1.9 Формула для числа Нуссельта зависит от вида течения в канале. Для турбулентного течения воды
где коэффициенты c m n определяются в зависимости от режима движения
Число Нуссельта для газа определяем по формуле
где - коэффициент который учитывает влияние числа рядов пучка на общую теплоотдачу (1 рис. В.1)
- коэффициент который учитывает увеличение теплоотдачи шорстких труб ( так как гладкие новые трубы)
- коэффициент угла атаки ( если угол атаки = 90 70)
А m n – определяется в зависимости от режима течения [1 табл В.1]
1.10. Коэффициент теплоотдачи
2 Предварительный расчет
2.1 Изменение средней температуры находим по формуле (3.1)
Принимаем =098 тогда
2.2 Диаметры труб выбираем 2525 мм
Находим коэффициент теплопередачи по формуле (3.3)
где = 60 - коэффициент теплоотдачи газа [1 табл. 3.3];
= 8000 - коэффициент теплоотдачи воды [1 табл. 3.3];
= 25·10-3 м- толщина стенки.
Для Ст20 коэффициент теплопроводности .
Площадь теплообмена рассчитываем по формуле (3.2)
2.3 Скорость воды принимаем равной в =098 мс (1 табл.3.1).
Плотность воды выбираем по условиям входа ρв=96185 кгм3 (1 табл 11)
Массовый расход воды (пара) m = 16 кгс (берем с 1 части расчетной работы). По формуле (3.8) находим n-число рядов труб:
Принимаем n = 5406 тогда уточняем скорость движения воды:
2.4По формуле (3.11) определяем суммарную длину трубопровода:
По формулам (3.13) находим
2.6По формулам (3.14) и (3.15) определяем ширину и высоту теплообменного аппарата.
Принимаем В Н 2 число труб в одном ряду равно ;
2.7. Так как суммарная длина трубопровода равна тогда длина теплообменника
Таким образом принимаем габариты аппарата ВхНхL = (206 х 201 х 337) м
3. Уточненный расчет теплообменника
3.1 Уточняем коэффициенты теплоотдачи и теплопередачи
По формуле (3.16) находим критерий Рейнольдса для газа и воды
- турбулентный режим;
- турбулентный режим;
- эквивалентный диаметр.
Критерий Нуссельта для воды и для газа
Коэффициенты теплоотдачи
Коэффициент теплопередачи
3.2 Уточняем площадь используя формулу (3.4)
3.3 Уточняем длину аппарата по формуле (3.11)
Получили размеры теплообменного аппарата ВхНхL = (206 х 201 х 44) м с тепловым потоком
Результаты расчетов сводим в Таблицу 3.1.
Таблица 3.1. Результаты расчётов.
Число труб в одном ряду
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ.
Целью гидродинамического расчёта является определение потери давления горячего и холодного теплоносителя при прохождении через аппарат. Гидродинамическое сопротивление элементов теплообменного аппарата определяется условиями движения теплоносителей и особенностями конструкции аппарата.
1.1 Сопротивление по потоку воды
где – потери в трубах (4.2)
(z=1 – количество входов)
Коэффициент гидравлического трения:
1.2 Потери местного сопротивления
где – количество поворотов.
1.3 Сопротивление по потоку выхлопного газа:
где - поперечные потери давления(4.6)
- местные потери давления(4.7)
2.1. Коэффициент гидравлического трения для воды находим по формуле (4.3):
2.2 Потери воды в трубах находим по формуле (4.2)
2.3 Потери местного сопротивления находим по формуле (4.4)
- коэффициенты местного трения при
повороте входе и выходе соответственно.
2.4. Определяем сопротивление по потоку воды
2.5 Определим потери давления по потоку воды в процентом эквиваленте:
2.6. Определим сопротивление по потоку выхлопного газа:
– поперечные потери давления:
– местные потери давления:
2.7 Определим потери давления по потоку выхлопных газов в процентом эквиваленте:
Результаты расчетов сводим в Таблицу 4.1.
Потери воды в трубах
Поперечные потери давления попотоку выхлопного газа
Потери воды местного сопротивления
Местные потери давления потоку выхлопного газа
Сопротивление по потоку воды
Сопротивление по потоку выхлопного газа
Потери давления по потоку воды в процентом эквиваленте
Потери давления по потоку выхлопного газа в процентом эквиваленте
РАСЧЁТ АППАРАТА С ОРЕБРЕННЫМИ ТРУБАМИ.
Целью расчёта является завершение компоновки теплообменника уточнение расчётов теплопередачи и гидродинамического сопротивления.
Коэффициент теплоотдачи по воздуху незначителен поэтому необходимо делать оребрение для увеличения этого коэффициента.
Рис. 5 – Расчетная схема оребренной трубы и трубного пучка
1.1Коэффициент теплоотдачи будет равен
где - коэффициент теплопроводности для стали.
-приведенный коэффициент теплоотдачи для воздуха
где - степень оребрения(5.3)
- степень эффективности рёбер(5.4)
Эквивалентная высота для прямоугольных рёбер
поправка на обтекание рёбер(5.7)
-коэффициент межтрубного пространства(5.8)
Находим свободную площадь газохода с учётом оребрения:
Уточняем значение скорости выхлопных газов после установки рёбер:
1.2 Число Рейнольдса для выхлопных газов с учётом оребрения:
1.3 Критерий Нуссельта после оребрения:
Значения берём из третьего раздела.
1.4 Уточняем площадь теплообмена число рядов труб и высоту теплообменника:
1.5 После установки рёбер изменится гидравлическое сопротивление по воздуху
2.1. Рассчитываем параметры ребра:
Расстояние между ребрами S и шаг между ребрами S:
S = S` – dН = 0042-0025 =0017 (м)
ΔS = 01·S = 01·0017 = 00017 (м)
Толщина и шаг ребра:
(SP)min=2 р= 2·000025=00005 м
2.2 Степень оребрения:
2.3 Коэффициент межтрубного пространства:
2.4 Находим свободную площадь газохода с учётом оребрения:
2.5Уточняем значение скорости выхлопных газов после установки рёбер:
2.6Число Рейнольдса для выхлопных газов с учётом оребрения:
2.7Критерий Нуссельта после оребрения:
2.8Коэффициент теплоотдачи от воздуха определяется из критериального уравнения:
2.9Эквивалентная высота для прямоугольных рёбер
2.10. Уточняем значение степени эффективности рёбер:
2.11 Приведенный коэффициент теплоотдачи воздуха
2.12 Коэффициент теплоотдачи будет равен:
-коэффициент теплопроводности для Сталь 20.
2.13. Уточняем площадь теплообмена число поворотов и высоту теплообменника:
H = (z+1)·S2 = (60+1)·001875 = 114 (м).
2.14.После установки рёбер изменится гидравлическое сопротивление по воздуху и потери давления:
Результаты расчета заносим в Таблицу 5.1
Таблица 5.1. Результаты расчётов
Скорость выхлопных газов после оребрения
Приведенный коэффициент теплоотдачи воздуха
Коэффициент теплоотдачи
Число Нуссельта для выхлопных газов
Степень эффективности рёбер
Поправка на обтекание рёбер
В результате расчета первого раздела мы определили расход пара температуры на входе и выходе в экономайзер теплоемкости горячего (дымовых газов) и холодного (вода) теплоносителей.
Во втором разделе мы определили теплофизические свойства теплоносителей (воды и дымовых газов).
Благодаря этому в третьем разделе мы расчитали размеры ТА одной секции LxBxH (206 х 201 х 44) м с тепловым потоком экономайзера при этом приняв перекрестно-противоточную схему.
В четвертом разделе были определены потери давления воды и выхлопного газа при прохождении через теплообменный аппарат. Потери давления по потоку воды составили = 1901кПа что в процентном эквиваленте составляют 126% и превышает допустимые потери давления. Для дымовых газов сопротивления по потоку составили =047 кПа что в процентном эквиваленте равны 05 %.
После уточненного расчета ТА получили коэффициенты теплоотдачи со стороны дымовых газов и воды . Эти результаты свидетельствуют о том что при определении площади требуемой теплообменной поверхности определяющим является коэффициент теплоотдачи со стороны дымовых газов который в 144 раза меньше чем коэффициент теплоотдачи со стороны воды. Поэтому с целью повышения общего коэффициента теплопередачи ТА что привдет к снижению требуемой площади теплообменной поверхности а следовательно и к уменьшению габаритов ТА необходимо установить оребренные трубы.
По результатам расчетов в пятом разделе коэффициент теплопередачи аппарата после установления оребрения труб на газовой стороне увеличился в 14 раза что поспособствовало снижению габаритов ТА.
Методические указания к курсовой работе по дисциплине «Тепломассообмен» для студентов энергетических специальностей СумГУ 2006.
Рабинович О.М. Сборник задач по технической термодинамике. М. «Машиностроение» 1969 стр. 376
Краснощеков Е.А. Сукомел А.С. Задачник по теплопередаче. М. «Энергия» 1975. – 280с.
Исаченко В.П. Осипова В.А. Сукомел А.С. Теплопередача. М. «Энергия» 1969. – 440с.
Михеев М.А. Основы теплопередачи Госэнергоиздат1956.
Теплообменные аппараты холодильных установок. Под общ. ред. д-ра техн. Наук Г.Н. Даниловой. – Л.: Машиностроение 1986. – 303с.