Расчет водо -водяного кожухо -трубчатого теплообменника.

1.ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ТЕПЛООБМЕННОГО АППАРАТА.
1.1Составление теплового баланса аппарата.
Тепловой баланс рекуперативного жидкостно-жидкостного теплообменника при условии отсутствия изменения агрегатного состояния теплоносителей определяется уравнением :
Q = G1•cp1•( t?1 - t?1)• ?пот = G2•cp2•( t?2 - t?2)(1.1)
здесь G1 и G2 – массовые расходы теплоносителей;
cp1 и cp2 – удельные теплоемкости теплоносителей;
?пот - коэффициент потерь, по статистике ?пот =0,96…0,98, принимаю для расчетов среднее значение ?пот =0,97;
индекс 1 относится к «горячему» теплоносителю (греющая вода);
индекс 2 относится к «холодному» теплоносителю (нагреваемая вода).
По условию задания известны массовый расход G2 и температуры теплоносителей, следовательно, используя (1.1), можем найти массовый расход теплоносителя G1 и тепловую нагрузку Q. Для этого предварительно рассчитаем необходимые показатели теплофизических свойств теплоносителей – их удельные теплоемкости cp, плотности ?, числа Прандтля Pr, коэффициенты теплопроводности ?, коэффициенты кинематической вязкости ? и динамической вязкости ?, которые также потребуются при расчетах. Необходимые данные берем из таблицы П19 Приложения.
Поскольку все показатели теплофизических свойств теплоносителей за-висят от их температуры, а температура теплоносителей при работе теплооб-менника не остается постоянной, расчет этих показателей будем вести для средних значений температур :
t1ср = ( t?1 + t?1)/2 = ( 1500 + 1000)/2= 1250С- средняя температура греющей воды;
t2ср = ( t?2 + t?2)/2 = (900 + 600)/2= 750С- средняя температура нагреваемой воды.
Кроме того, определим среднюю температуру стенки латунной трубки как среднее арифметическое от средних температур нагреваемой (снаружи трубки) и греющей воды (внутри трубки) :
tст ср = (t1ср + t2ср)/2 = (1250 + 750)/2=100

Здесь число Нуссельта находим по формуле :
, где Pr´2 = 1,75
αмт = = = 7368
2.5 Определение коэффициента теплопередачи в теплообменном аппарате.
Коэффициент теплопередачи в теплообменном аппарате находится по формуле :
, где - сумма термических сопротивлений стенки и загрязнений воды в трубах и межтрубном пространстве. Будем считать, что греющая вода в трубах имеет качество не ниже хорошего (поскольку идет при высокой температуре и по латунным трубам), поэтому примем по таблице 2.2 5800 Вт / (м2*0К). Качество нагреваемой воды в межтрубном пространстве будем считать не ниже среднего, поэтому в соответствии с табл. 2.2 примем 2900 Вт / (м2*0К). Тогда :
= = 0,00053 м2*0К / Вт.
= = = 1108,6 Вт / (м2*0К).
2.6 Определение уточненной площади теплообменника.
С учетом полученных данных, определяющих течение воды и передачу тепла в теплообменном аппарате, требуемая поверхность теплообмена составит
Fрасч = = 88,2 м2.
Таким образом, запас по поверхности теплообмена у выбранного теплообменника составляет :
= = 5,1%.
Вывод : выбранный теплообменный аппарат обеспечивает заданные условия работы по нагреву воды с запасом по теплообменной поверхности 5,1%.
ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ТЕПЛООБМЕННОГО АППАРАТА.
Гидравлическое сопротивление в теплообменных аппаратах определяется скоростями течения теплоносителей, определенными ранее, и особенностями конструкции теплообменников. Полный напор, необходимый для движения теплоносителей через теплообменник на рассчитанных режимах, определяется суммой сопротивления трения на всех участках поверхности теплообмена, суммой потерь напора в местных сопротивлениях, суммой потерь напора, обусловленных ускорением потока, суммарными затратами напора на преодоление самотяги. Полные потери давления рассчитываются отдельно для каждого теплоносителя – Δp1 и Δp2.
Расчет потерь давления в трубах.
Вначале определяем скорость течения воды в трубах :
= 0,54 м/с.
При Re > 2300 коэффициент трения рассчитываем по формуле :

Здесь e = Δ / d – относительная шероховатость труб, где Δ – высоты выступов шероховатостей. Из таблицы 2.11 определяем для латунных труб Δ = 0,0015…0,01мм, выбираем для расчета максимальное значение Δ = 0,01мм. Следовательно, .
Определяем скорость течения греющей воды в штуцерах. Диаметр штуцеров к распределительной камере dшт тр = 200мм, поэтому
= 0,722 м/с.
В трубном пространстве встречаются следующие местные сопротивления (значения коэффициентов сопротивления берем из таблицы 2,9) :
- сопротивление на входе в камеру и выходе из нее, ξвх = 3.0;
- потери давления при повороте труб на 1800 (z – 1 = 1 раз), ξпов = 2,5;
- сопротивление на входе в трубы и выходе из них (по z = 2 раза), ξтр = 1,0.
Таким образом, гидравлические потери в трубном пространстве составляют : Δp1 = {пов∙(z-1)+ ξтр ∙z}ξвх = {∙(2-1)+ 2 ∙2}3 = 136,90 · (4 + 4 + 2,5) + 734,2 = 2172 Па.
Расчет потерь давления в межтрубном пространстве.
Число рядов труб, омываемых нагреваемой водой в межтрубном пространстве, находим по формуле : = 11.1 Это значение округляем в большую сторону, т.е. m ≈ 12. Число сегментных перегородок в теплообменнике x = 4 (определяем по таблице П7). Диаметр штуцеров к кожуху
dшт м тр = 200мм, поэтому скорость течения воды в штуцере
= 1,14 м/с.
Скорость течения воды в наиболее узком месте межтрубного пространства, определяемого площадью Sм тр = 0,041 м2, находим по формуле :
= 0,876 м/с.
В межтрубном пространстве встречаются следующие местные сопротивления (значения коэффициентов сопротивления берем из таблицы 2,9) :
- сопротивление на входе и выходе воды через штуцера, ξвх = 3.0;
- потери давления при повороте сегментные перегородки (х = 4 раза), ξпер = 1,5;
- сопротивление трубного пучка (m + 1 = 13 раз) при его поперечном обтекании, ξтр = 3,0.
Таким образом, гидравлические потери в межтрубном пространстве составляют : Δp2 = пер∙хξтр
= = 44923
Тогда Δp2 = ∙43 = 10148 + 1901 = 12049 Па.
1