Расчет пароводяного подогревателя (стр. 4 из 6)

1.24 Поверхность теплообмена первой зоны составит

, м²,

F₁=

=0,4846 м².

1.25 Рассчитаем поверхность теплообмена во 2-й зоне.

Будем считать, что в этой зоне коэффициент теплоотдачи от внутренней стенки трубки к жидкости равен коэффициенту теплоотдачи в 1-ой зоне. Это допустимо, так как свойства воды во 2-й зоне мало отличаются от свойств воды в 1-й зоне.

Определим коэффициент теплопередачи для 2-й зоны k₂ графоаналитическим методом. Для этого предварительно находим для различных участков перехода теплоты зависимость между удельным тепловым потоком q и перепадом температур Δt.

1.25.1 Передача теплоты от пара к стенке.

1.25.2 Определяем удельный тепловой поток

, ,

где В' - безразмерный коэффициент; (В`=16557,04),

h_тр - предполагаемая высота трубок, м, (h_тр=4м).

Вычисляем безразмерный коэффициент

,

В`=1,34 [5700+56 160-0,09 160²]=16557,04;

q₁=

=308.215 .

Задавшись рядом значений Δt₁, вычислим соответствующие им величины Δt₁^0,75 и q₁. Строим кривую

(рис. 3).

Таблица 5

Δt1	10	20	30	40	50	60
Δt10.75	5.6	9.5	12.8	15.9	18.8	21.6
q1	66,2	112,1	151,04	187,62	221,84	254,88

1.26 Передача теплоты через стенку.

1.26.1 Определяем плотность теплового потока

, ,

Задавшись двумя значениями Δt₂, вычисляем соответствующие им величины q₂. Строим кривую

(рис. 3).

Таблица 6

Δt2	5	10	15	20
q2	190	380	570	760

1.27 Передача теплоты через накипь.

1.27.1 Вычисляем удельный тепловой поток

, ,

Задавшись двумя значениями Δt₃, определим соответствующие им величины q₃. Строим кривую

(рис. 3).

Таблица 7

Δt3	5	10	20	30	40
q3	87,25	174,5	349	523,5	698

1.28 Передача теплоты от накипи к воде.

1.28.1 Вычисляем удельный тепловой поток

, ,

Задавшись двумя значениями Δt₄, определим соответствующие им величины q₄. Строим кривую

(рис. 3).

Таблица 8

Δt4	5	10	15	20
q4	38,5	77	115,5	154

1.29 Рассчитаем средний температурный напор во 2-й зоне

,°С.

Δt₂=

=71.015 ^oС;

q₂=

=2698.6 .

Складываем ординаты четырех зависимостей, строим кривую температурных перепадов. На оси ординат из точки, соответствующей Δt₂, проводим прямую, параллельную оси абсцисс, до пересечения с кривой

. Из точки пересечения опускаем перпендикуляр на ось абсцисс и находим значение удельного теплового потока q_гр, .

Σt=51.9+5.96+12.98+0.0005=70.89 ^oC;

q_ГР=226.54

.

1.30 Определяем коэффициент теплопередачи во 2-й зоне

, .

K=

=3189.958 .

1.31 Поверхность теплообмена во 2-й зоне составит

, м² .

F₂=

=73.738 м².

1.32 Определяем суммарную поверхность теплообмена

F=F₁+F₂ , м².

F=73.738+0,4846=74.22 м².

1.33 Вычисляем длину трубок

, м,

где d_ср - средний диаметр трубок, м; (d_ср =0,028 м)

, м

d_ср=

=0,028 м;

L=

=4.5 м.

2. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

ПОДОГРЕВАТЕЛЯ

Этот расчет устанавливает затрату энергии на движение теплоносителей через аппарат. Гидравлическое сопротивление пароводяных теплообменников по межтрубному пространству, как правило, не определяется, так как его величина вследствие небольших скоростей и малой его плотности мала.

Полный напор ΔР, необходимый для движения жидкости или аза через теплообменник, определяется по следующей формуле:

ΔP=∑ΔP_ГР+∑ΔP_м+∑ΔP_у+∑ΔP_Г , Па,

где ∑ΔP_ГР - сумма гидравлических потерь на трение, Па;

∑ΔP_м - сумма потерь напора в местных сопротивлениях, Па;

∑ΔP_у - сумма потерь напора, обусловленных ускорением потока, Па;

∑ΔP_Г - перепад давления для преодоления гидростатического столба жидкости, Па.

Гидравлические потери на трение в каналах при продольном смывании пучка труб теплообменного аппарата определяются по формуле

, Па,

где ΔP_ТР - коэффициент сопротивления трения;

ℓ - длина трубы, м;

d_Э - эквивалентный диаметр, равный внутреннему диаметру трубок, м;

р - плотность воды,

;

ω - средняя скорость воды на данном участке,

.

Коэффициент сопротивления трения для чистых трубок можно рассчитать по выражению

.

λ_ТР=

=0,0183 ;

ΔP_ТР

= 5633.56 Па.

Гидравлические потери давления в местных сопротивлениях можно определить по формуле

, Па,

где

- коэффициент местного сопротивления, его находят отдельно для каждого элемента подогревателя ( =1,5).

ΔP_м=

=1893,12 Па.

Потери давления, обусловленные ускорением потока вследствие изменения объема теплоносителя при постоянном сечении канала, определяются по выражению