Pagina 1

Calculul de proiectare include determinarea dimensiunii arzătorului la minimul necesar sau la o anumită presiune a gazului, precum și la o anumită reglare și presiune a gazului în fața duzei.

Designul și designul dinților broșelor pentru canapea sunt de obicei aceleași ca și pentru broșele cu mai multe fante. Atunci când lucrați cu broșe pentru canapea, poate fi utilizată o schemă unică sau de grup de straturi de tăiere. Cea mai rațională schemă de aici este o schemă de grup cu numărul de dinți într-un grup de 2 și cu două teșituri unghiulare pe primul dinte, așa cum este indicat în Fig. Ultimul dinte calibrat este de obicei egal cu lungimea de 1 5 t, unde t este pasul dintelui.

Analiza structurală presupune determinarea dimensiunilor tijelor folosind parametri dependenți. Acestea din urmă sunt pur și simplu asociate cu capacități de rulare parțiale ale tijelor.

Calculele constructive sunt efectuate la proiectarea unor noi schimbătoare de căldură.

Calculul constructiv se realizeaza dupa calculul termic al schimbatorului de caldura. Pentru dispozitivele cu carcasă și tub, se rezumă la determinarea numărului sau a lungimii țevilor, plasarea acestora în placa tubulară (ținând cont de numărul de curse) și găsirea dimensiunilor principale (diametru și înălțime) ale dispozitivului. Într-un calcul constructiv se determină și diametrele duzelor îmbinărilor schimbătorului de căldură.

Calculul constructiv constă din următoarele etape.

Calculul constructiv al unui radiator electrodinamic se efectuează după cum urmează.

Calculul constructiv se efectuează în următoarea secvență.

Calculul constructiv se realizeaza dupa calculul termic al schimbatorului de caldura. Pentru dispozitivele cu carcasă și tub, se rezumă la determinarea numărului sau a lungimii țevilor, plasarea acestora în placa tubulară (ținând cont de numărul de curse) și găsirea dimensiunilor principale (diametru și înălțime) ale dispozitivului. Într-un calcul constructiv se determină și diametrele duzelor îmbinărilor schimbătorului de căldură.

Calculul constructiv se realizeaza dupa calculul termic al schimbatorului de caldura. Pentru dispozitivele cu carcasă și tub, se rezumă la determinarea numărului sau a lungimii țevilor, plasarea acestora în placa tubulară (ținând cont de numărul de curse) și găsirea dimensiunilor principale (diametru și înălțime) ale dispozitivului. Într-un calcul constructiv se determină și diametrele duzelor îmbinărilor schimbătorului de căldură.

Distingeți între calculele de proiectare și verificare a proceselor de transfer de căldură. Sarcina calculului de proiectare este de a determina dimensiunea și modul de funcționare al schimbătorului de căldură necesar pentru a furniza sau elimina o anumită cantitate de căldură unui anumit lichid de răcire. Scopul calculului de verificare este de a determina cantitatea de căldură care poate fi transferată într-un anumit schimbător de căldură în condiții de funcționare date. În ambele cazuri, calculul se bazează pe utilizarea echilibrului de căldură și a ecuațiilor de transfer de căldură.

În calculul de proiectare se cunosc sau se precizează cantitatea de substanță încălzită sau răcită și parametrii acesteia la intrarea în schimbătorul de căldură și la ieșirea din acesta. În acest caz, se determină suprafața necesară a schimbătorului de căldură, debitul purtătorului de căldură cald sau rece, dimensiunile geometrice ale schimbătorului de căldură dintr-un proiect dat și rezistența sa hidraulică. În concluzie, pe baza calculelor efectuate, este selectat un schimbător de căldură standard sau normalizat de un anumit design. Designul ales trebuie să fie cât mai optim posibil, adică. combină schimbul intens de căldură cu costuri reduse și ușurință în utilizare.

Se efectuează un calcul de verificare pentru a determina dacă un schimbător de căldură existent poate fi utilizat în anumite scopuri determinate de cerințele tehnologice.

Calcul de proiectare pentru schimbătoare de căldură recuperatoare

Înainte de calcularea schimbătoarelor de căldură recuperatoare, se selectează spațiul pentru deplasarea lichidului de răcire pentru a îmbunătăți condițiile de transfer de căldură din partea lichidului de răcire cu rezistență termică ridicată. Pentru aceasta, un lichid cu vâscozitate mare sau al cărui debit este mai mic este recomandat să fie direcționat către spațiul în care viteza acestuia poate fi mai mare. Fluidele de transfer de căldură care conțin contaminanți sunt direcționate către spații ale căror suprafețe pot fi curățate mai ușor de depuneri. Alegerea spațiului ar trebui să țină cont și de pierderile de căldură către mediu.

Direcția de mișcare reciprocă a lichidelor de răcire este, de asemenea, preselectată, ținând cont de avantajul contracurentului în timpul schimbului de căldură fără modificarea stării agregate a lichidelor de răcire, precum și de oportunitatea coincidenței direcțiilor forțat și libera circulatie a lichidului de racire.

Foarte important alegerea potrivita viteze optime de mișcare a lichidelor de răcire, așa cum are crucialîn proiectarea și funcționarea schimbătorului de căldură. Pe măsură ce debitul crește, coeficientul de transfer termic crește
, și în consecință, suprafața necesară de transfer de căldură este redusă

, care, la rândul său, duce la o scădere a dimensiunilor totale ale schimbătorului de căldură și a costului acestuia. În plus, pe măsură ce viteza crește, posibilitatea formării depunerilor pe suprafața de schimb de căldură scade. Cu toate acestea, cu o creștere excesivă a debitului, rezistența hidraulică a schimbătorului de căldură crește, ceea ce duce la vibrații ale conductelor și socuri hidraulice... Viteza optimă este determinată din condițiile pentru atingerea gradului dorit de turbulență a curgerii. De obicei, se străduiesc ca debitul în conducte să îndeplinească criteriul
... În acest sens, se recomandă următoarele viteze optime de deplasare

(m/s): apă și lichide cu vâscozitate moderată -

; lichide vascoase -

; aer și gaze la presiune moderată -

; abur saturat sub presiune -

; abur saturat sub vid -

... Cea mai dorită alegere este viteza optimă bazată pe un calcul tehnic și economic.

Calculul complet al schimbătorului de căldură include calcule termice, structurale și hidraulice.

Calcul termic. Calculul termic al schimbătoarelor de căldură proiectate se efectuează în următoarea secvență:

- se calculează sarcina termică și debitul purtătorilor de căldură;

- calcularea temperaturii medii înălțimii și temperaturilor medii ale calduratorilor;

- se calculeaza coeficientul de transfer termic si suprafata de schimb termic.

Cel mai simplu calcul este la temperaturi constante ale purtătorilor de căldură de-a lungul lungimii schimbătorului de căldură. În acest caz, proprietățile fizice ale fluidelor de transfer de căldură și diferența de temperatură sunt constante și calculul se reduce la determinarea coeficientului de transfer de căldură. Condiții similare se observă la cazanele încălzite prin condensare aburului. În general, temperaturile agenților de transfer de căldură variază de-a lungul lungimii schimbătorului de căldură. Interrelația dintre modificările temperaturii purtătorilor de căldură este determinată de condițiile bilanţului termic, care pentru un element infinit de mic al schimbătorului de căldură are forma:

Unde ,și ,- costurile și capacitatea termică a transportatorilor de căldură și și - temperaturile lor într-o secțiune arbitrară a aparatului.

Ecuația bilanțului termic pentru întregul aparat fără a lua în considerare pierderile de căldură se obține prin integrarea ultimei ecuații:

Unde și ,și - temperaturile inițiale și finale ale purtătorilor de căldură; - sarcina termica.

Debitele purtătorilor de căldură în timpul schimbului de căldură fără modificarea stării de agregare pe baza bilanţului termic:

;

.

Când starea agregată a lichidului de răcire se modifică, ecuația de echilibru termic poate avea formă diferităîn conformitate cu condiţiile procesului. De exemplu, cu condensarea aburului

(

- consum de abur; și

- entalpia aburului şi a condensatului).

Modificarea entalpiei

Unde

și

–Capacitățile termice specifice medii ale aburului supraîncălzit și condensului;

și

- temperaturile aburului supraîncălzit și saturat.

Dacă temperatura finală a unuia dintre purtătorii de căldură este necunoscută, atunci se determină din bilanţul termic. Când temperaturile finale ale ambilor lichide de răcire sunt necunoscute, atunci se utilizează o tehnică comună pentru a le determina - metoda aproximărilor succesive. Această metodă se bazează pe faptul că, mai întâi, se iau anumite decizii privind proiectarea aparatului și parametrii tehnologici necunoscuți, apoi se verifică corectitudinea acestei alegeri prin recalculare, se iau valorile specificate ale acestor parametri și se calculează. se repetă până când rezultatele sunt obţinute cu gradul de precizie dorit. Trebuie luat în considerare faptul că diferența de temperatură dintre lichidele de răcire la capătul schimbătorului de căldură trebuie să fie de cel puțin 10–20 ° С pentru încălzitoarele de lichid și 5-7 ° С pentru încălzitoarele de abur-lichid.

Determinarea temperaturii medii cap

se face ținând cont de natura schimbărilor de temperatură de-a lungul suprafeței de schimb de căldură

... Cu contracurent, precum și la o temperatură constantă a unuia dintre purtătorii de căldură, diferența medie de temperatură este determinată ca logaritmică medie a diferenței mai mari și mai mici de temperaturi ale purtătorilor de căldură la capetele schimbătorului de căldură:

sau la



.

Pentru toate celelalte modele de curgere, diferența medie de temperatură este găsită folosind aceleași ecuații, dar cu introducerea unui factor de corecție (vezi Secțiunea 7.7.3).

Temperatura medie a lichidului de răcire cu o diferență de temperatură mai mică de-a lungul lungimii aparatului se recomandă să fie calculată ca medie aritmetică, iar temperatura medie a celuilalt lichid de răcire este găsită dintr-o valoare cunoscută.

folosind relația

,

Unde

și

- temperaturile medii ale purtătorilor de căldură.

Sarcina suplimentară a calculului este de a găsi coeficientul de transfer de căldură

... Dacă transferul de căldură are loc printr-un perete plat sau un perete cilindric subțire, atunci

.

Pentru calcul

este necesar să se precalculeze coeficienţii de transfer termic și pe ambele părți ale peretelui de transfer termic, precum și rezistența termică a peretelui

, care include, pe lângă rezistența termică a peretelui în sine, și rezistența termică a contaminanților pe ambele părți. Rezistențele termice ale peretelui și ale straturilor de contaminanți se găsesc în funcție de grosimea acestora și de coeficienții de conductivitate termică a materialului peretelui și a contaminanților. Coeficienții de transfer de căldură se calculează în funcție de condițiile de transfer de căldură conform uneia dintre ecuațiile date în secțiunea 7.6.

Având în vedere varietatea suprafețelor ondulate din schimbătoarele de căldură cu plăci, L.L. Tovazhnyansky și P.A. Kapustenko a propus o dependență pentru calcularea coeficientului de transfer de căldură, ținând cont de unghiul de înclinare al ondulațiilor în raport cu direcția de curgere a mediului de lucru:

unde  este unghiul de înclinare al ondulaţiilor.

Această ecuație este valabilă în limite

.

Pentru a calcula transferul de căldură în canalele formate din plăci de tip 0.3p, 0.6p și 1.0 (vezi Tabelul 8.1), ecuația (8.20) poate fi reprezentată ca:

la

; (8.21)

la

. (8.22)

Unde –Coeficientul de rezistență hidraulică a canalului cu fante; - coeficientul de rezistență hidraulică a unei țevi netede.

În timpul condensării aburului cu mișcare rapidă (Re> 300) în canalele de tip mesh-flow L.L. Tovazhnyansky și P.A. Kapustenko, folosind un model de mișcare inelar dispersat, a obținut următoarea dependență:

,

unde Nu este criteriul Nusselt pentru un film de condensat; Re w este criteriul Reynolds calculat din consumul total al amestecului vapori-lichid și vâscozitatea fazei lichide;

- densitatea lichidului și respectiv a vaporilor;

- Criteriul Prandtl pentru faza lichidă.

Deoarece coeficienții de transfer de căldură sunt funcții ale vitezelor de mișcare, pentru a le găsi este necesar să se cunoască zonele secțiune transversală canale prin care se deplasează lichidele de răcire (costurile sunt cunoscute). Acest lucru necesită o pre-setare a designului și dimensiunilor schimbătorului de căldură. În plus, pentru a calcula coeficientul de transfer de căldură de multe ori este necesar să se cunoască temperatura peretelui sau sarcină termică specifică , ale căror valori, la rândul lor, depind de valoarea determinată ... În astfel de cazuri, coeficienții de transfer termic se calculează prin metoda aproximărilor succesive: valorile și sunt setate și după determinarea valorii coeficientului de transfer termic

Verifica. Pentru a simplifica calculul, puteți utiliza metoda grafico-analitică, în care se efectuează două calcule paralele pentru două valori selectate din partea unuia dintre purtători de căldură.

Deci, de exemplu, dacă coeficienții de transfer de căldură și depinde de temperatura peretelui

, apoi, setând două valori

și

, calculați valorile corespunzătoare și si specifice sarcini termiceși :

;

,

Unde Este temperatura medie a lichidului de răcire.

După valoarea rezistenței termice a peretelui

calculați temperatura peretelui din partea unui alt lichid de răcire:

,

și definiți și , precum și și :

,

(Este temperatura medie a celui de-al doilea purtător de căldură).

Figura 8.34 - Dependenţă q 1 și q 2 din valori t st1

Apoi construiește un grafic al dependenței și din valorile acceptate

(fig. 8.34). În punctul de intersecție a liniilor care leagă sarcinile termice la valori diferite

, determinați temperatura reală a peretelui

si sarcina termica .

Apoi coeficientul de transfer termic

.

Valoarea suprafeței de transfer de căldură din ecuația generală de transfer de căldură

sau

.

Caracteristici ale designului termic al frigiderelor și condensatoarelor... Calculul frigiderelor-condensatoare are propriile sale caracteristici, datorită naturii modificării temperaturilor și a coeficienților de transfer de căldură de-a lungul suprafeței de transfer de căldură.

În fig. 8.35 prezintă o distribuție aproximativă a temperaturilor într-un congelator-frigider, care primește vapori în stare supraîncălzită.

În acest caz se pot distinge trei zone: I - răcirea vaporilor la temperatura de saturație; II - condensarea vaporilor și III - răcirea condensului. În prima zonă, vaporii sunt răciți de la temperatură inainte de

și trec într-o stare saturată. Coeficientul de transfer de căldură pentru această zonă are o valoare mai mică decât în ​​zona II, unde are loc condensarea vaporilor. În zona III, coeficientul de transfer termic are o valoare intermediară.

Figura 8.35 - Profilul temperaturii în condensator-răcitor

Echilibrul termic pe zone, supus condensării complete a aburului saturat într-o cantitate

Unde și

- entalpia aburului supraîncălzit, respectiv saturat; – Capacitatea termică specifică a aburului;

,

- caldura specifica de vaporizare;

Aici

și - temperatura specifica de caldura si condens.

.

Temperaturile agentului de răcire (apei).

la începutul şi sfârşitul zonei II se determină din ecuaţiile bilanţului termic

;

,

(- capacitatea termică specifică a agentului de răcire).

Consumul total de agent de răcire

.

Pentru fiecare zonă, conform ecuațiilor cunoscute, se calculează diferența medie de temperatură

și coeficientul de transfer de căldură

.

Apoi suprafețele de transfer de căldură ale zonelor:

;

;

.

Calcul constructiv... Sarcina calculului constructiv al schimbătoarelor de căldură este de a determina dimensiunile de bază ale dispozitivelor și alegerea aspectului general al acestora. Datele inițiale pentru calculul constructiv sunt rezultatele calculului termic: debitele purtătorilor de căldură, viteza lor de deplasare, temperaturile inițiale și finale, suprafața de schimb de căldură.

Pentru aparate tubulare calculul constructiv se reduce la determinarea numărului sau a lungimii țevilor, așezarea acestora în tabla tubulară (ținând cont de numărul de curse) și aflarea diametrului și înălțimii aparatului. De asemenea, sunt supuse calculului diametrele duzelor îmbinărilor schimbătorului de căldură.

Numărul total de tuburi schimbătoare de căldură cu diametrul lor mediu

și lungimea acceptată determinat de suprafata de schimb de caldura

.

La un debit dat și viteza acceptată a mișcării sale

prin conducte cu diametrul interior numărul de țevi într-o singură cursă

.

Numărul de curse în spațiul tubular al schimbătorului de căldură

.

Diametrul interior al carcasei schimbătorului de căldură

este determinată de numărul de tuburi plasate în foaia tubulară. Deschiderile țevilor din foile tubulare sunt distanțate uniform pe întreaga secțiune. Acest aranjament este relativ ușor de realizat într-un schimbător de căldură cu o singură trecere. În schimbătoarele de căldură cu treceri multiple cu deflectoare, amplasarea țevilor se face de obicei grafic. După configurația geometrică, se distinge așezarea tuburilor de-a lungul vârfurilor poligoanelor regulate și de-a lungul cercurilor concentrice.

La plasarea conductelor, pasul iau în funcție de diametrul lor exterior , la fixarea conductelor prin evazare

, iar la fixarea lor prin sudare

... Numărul total de țevi , care poate fi plasat pe placa tubulară de-a lungul vârfurilor triunghiurilor echilaterale din hexagonul înscris într-un cerc,

,

Unde - numărul de țevi situate pe diametrul tablei tubulare:

(

- suprafata de transfer termic calculata; - pasul conductei; - suprafața de 1 m a conductei cu diametrul acceptat;  - raportul dintre înălțimi sau lungime partea de lucru a schimbătorului de căldură până la diametrul său).

Diametrul foii tubulare sau diametrul interior al carcasei schimbătorului de căldură

.

Lungime de lucru o țeavă

, sau

.

Înălțimea totală a schimbătorului de căldură

,

Unde – Grosimea tablei tubulare (pentru tevi de otel

mm, pentru tevi de cupru

mm); - înălțimea camerei (capac),

m.

Serpentine sunt așezate în aparat în așa fel încât să fie în lichid pe toată înălțimea lor și din toate părțile să nu ajungă pe pereții aparatului cu 0,25 - 0,4 m.

Cu un diametru interior cunoscut al aparatului

diametrul bobinei va fi

Lungimea totală a tubului spiralat

.

Lungimea unei ture bobina

.

Numărul de ture bobina se determină din dependenţă

,

Unde - distanta dintre viraje pe verticala,

.

Pentru farfurie schimbătoarele de căldură într-un calcul constructiv determină: dimensiunile plăcilor și numărul de canale dintr-un pachet, numărul de plăci din fiecare pachet și numărul de pachete din aparat, numărul total de plăci și dimensiunile principale ale aparatului .

Numărul de canale paralele per pachet pentru fiecare mediu

,

Unde - zona secțiunii transversale a pachetului,

(- debitul volumetric al lichidului de răcire,

- viteza acesteia); - aria secțiunii transversale a unui canal interplacă.

Valoarea rezultată

rotunjiți la cel mai apropiat număr întreg.

Numărul de farfurii dintr-un pachet

.

În ambalajele extreme în contact cu farfurii, numărul total de farfurii este încă unul (capăt):

.

Suprafața de transfer de căldură a unui pachet

,

Unde - suprafata de transfer termic a unei placi.

Numărul de pachete (curse) în schimbătorul de căldură

(

- suprafata de lucru a aparatului, constatata prin calcul termic).

Dacă valoarea se dovedește a fi fracțional, apoi este rotunjit la un număr întreg și suprafața întregului aparat este ajustată în consecință:

.

Numărul total de plăci din aparat (secțiuni)

.

Calcul hidraulic al schimbatoarelor de caldura... Scopul calculului hidraulic este de a determina rezistența creată de schimbătorul de căldură și puterea necesară pentru deplasarea fluidului prin acesta.

Rezistența hidraulică a schimbătorului de căldură

constă în pierderea de presiune pentru a depăși frecarea

și pierderea de presiune

cheltuită pentru depășirea rezistenței locale

.

Pentru shell-and-tube schimbătoarele de căldură rezistența hidraulică totală a spațiului tubular

,

Unde - coeficientul de frecare externă (vezi secțiunea 1.3.4); - lungimea totală a căii de curgere în conducte;

- debitul în conducte; - densitatea fluxului la temperatura sa medie; - coeficientul de rezistenta locala.

Rezistența hidraulică a spațiului inelar

.

Aici

–Viteza medie de deplasare a lichidului de răcire în spațiul inelar; - densitatea sa la temperatura medie; –Coeficientul de rezistență pentru partea carcasă (pentru schimbătoarele de căldură cu lungimea tubului de 6 m, valoarea

; cu lungimea conductei de 3 si 9 m se face corectie cota 0.5și, respectiv, 1,5).

Rezistența hidraulică a unui schimbător de căldură cu plăci cu mai multe pachete cu același număr de canale în toate pachetele

,

,

Unde - coeficientul rezistenței hidraulice totale a unității de lungime relativă a canalului interplacă;

și - diametru echivalent și lungime redusă a unui canal interplacă,

(- suprafața de lucru a schimbului de căldură a unei plăci; - lățimea părții de lucru a plăcii); - densitatea lichidului de răcire la temperatura medie a acestuia;

- viteza acestuia în canalul interplate; - numărul de canale conectate în serie sau numărul de pachete dintr-o secțiune pentru un anumit mediu de operare; - numărul total de plăci din secțiune (aparatură); - decalajul dintre plăci; - productivitatea volumetrica a aparatului.

În debit turbulent (10 3

Unde - unghiul de înclinare al ondulației; - unghiul din partea superioară a ondulației.

Pentru plăci de tip 0.3r, 0.6r și 1.0 (a se vedea tabelul 8.1):

la

; (8.26)

la

. (8.27)

Valorile coeficientului Ași Bîn ecuațiile (8.26) și (8.27) sunt date în tabelul 8.2.

Tabel 8.2 - Valorile coeficientului Ași Bîn ecuațiile (8.26) și (8.27)

Există o relație fizică și economică strânsă între transferul de căldură și pierderea de presiune, datorită vitezei de mișcare a lichidelor de răcire. Cu cât viteza purtătorilor de căldură este mai mare, cu atât coeficientul de transfer de căldură este mai mare și schimbătorul de căldură este mai compact pentru o sarcină termică dată și, în consecință, costurile de capital sunt mai mici. În același timp, crește rezistența hidraulică la debit, iar costurile de exploatare cresc. Prin urmare, viteza lichidului de răcire este selectată în cadrul unor limite optime, determinate, pe de o parte, de costul suprafeței de schimb de căldură a aparatului de acest design și, pe de altă parte, de costul energiei cheltuite. în timpul funcționării aparatului.

Salut! Un schimbător de căldură este un dispozitiv în care schimbul de căldură se realizează între doi sau mai mulți purtători de căldură sau între purtători de căldură și solide (duză, perete). Rolul lichidului de răcire poate fi jucat și de mediul care înconjoară aparatul. După scopul și designul lor, schimbătoarele de căldură pot fi foarte diferite, variind de la cele mai simple (radiator) la cele mai avansate (unitatea de cazan). Conform principiului de funcționare, schimbătoarele de căldură sunt împărțite în recuperatoare, regenerative și de amestecare.

Dispozitivele de recuperare sunt numite dispozitive în care purtători de căldură cald și rece curg simultan, despărțiți de un perete solid. Aceste dispozitive includ încălzitoare, unități de cazane, condensatoare, evaporatoare etc.

Aparatele în care aceeași suprafață de încălzire este spălată alternativ cu lichid fierbinte și rece sunt numite regenerative. În acest caz, căldura acumulată de pereții aparatului în timpul interacțiunii lor cu lichidul fierbinte este transmisă lichidului rece. Un exemplu de aparate regenerative sunt încălzitoarele de aer pentru cuptoare cu vatră deschisă și înalte, cuptoarele de încălzire etc. La regeneratoare, schimbul de căldură are loc întotdeauna în condiții nestaționare, în timp ce aparatele de recuperare funcționează în mare parte în regim staționar.

Dispozitivele de recuperare și regenerare sunt numite și suprafață, deoarece procesul de transfer de căldură în ele este inevitabil asociat cu suprafața unui solid.

Dispozitivele de amestecare sunt dispozitive în care transferul de căldură se realizează prin amestecarea directă a lichidelor calde și reci.

Mișcarea reciprocă a purtătorilor de căldură în schimbătoarele de căldură poate fi diferită (Fig. 1.).

În funcție de aceasta, se face distincția între dispozitivele cu flux direct, contracurent, cross-flow și cu o direcție complexă de deplasare a purtătorilor de căldură (curent mixt). Dacă lichidele de răcire curg în paralel într-o direcție, atunci un astfel de model de mișcare se numește flux înainte (Fig. 1.). Cu contracurent, lichidele de răcire se deplasează în paralel, dar unul spre celălalt. Dacă direcțiile de mișcare ale fluidelor se intersectează, atunci modelul de mișcare se numește flux încrucișat. Pe lângă schemele de mai sus, în practică sunt folosite și altele mai complexe: curgere directă simultană și contracurență, curent transversal multiplu etc.

În funcție de scopul tehnologic și caracteristicile de proiectare, schimbătoarele de căldură sunt împărțite în încălzitoare de apă, condensatoare, unități de cazane, evaporatoare etc. Dar lucrul comun este că toate servesc la transferul de căldură de la un purtător de căldură la altul, prin urmare, prevederile de bază de calcul termic sunt aceleași pentru ei.... Diferența poate fi doar scopul final de decontare. La proiectarea unui nou schimbător de căldură, sarcina calculului este de a determina suprafața de încălzire; la verificarea calculului termic al schimbătorului de căldură existent se impune aflarea cantității de căldură transferată și a temperaturilor finale ale fluidelor de lucru.

În ambele cazuri, calculul căldurii se bazează pe ecuațiile de echilibru termic și pe ecuația de transfer de căldură.

Ecuația de echilibru termic a schimbătorului de căldură are forma:

unde M este debitul masic al lichidului de răcire, kg / s; cpm - masa specifică izobară capacitatea termică medie a lichidului de răcire, J / (kg * ° С).

Aici și în cele ce urmează, indicele „1” denotă valorile legate de lichidul fierbinte (purtător de căldură primar), iar indicele „2” - lichidul rece (purtător de căldură secundar); linia corespunde temperaturii lichidului la intrarea în aparat și două linii - la ieșire.

La calcularea schimbătoarelor de căldură, se utilizează adesea conceptul capacității totale de căldură a debitului masic al purtătorului de căldură (echivalent în apă), egal cu C = Mav W / ° C. Din expresia (1) rezultă că

adică raportul schimbărilor de temperatură în fluidele caldura monofazate este invers proporțional cu raportul dintre capacitățile termice de consum total ale acestora (echivalenți de apă).

Ecuația transferului de căldură se scrie astfel: Q = k * F * (t1-t2), unde t1, t2 sunt temperaturile purtătorilor de căldură primari și secundari; F este aria suprafeței de transfer de căldură.

În timpul schimbului de căldură, în cele mai multe cazuri, temperaturile ambilor purtători de căldură se modifică și, prin urmare, capul de temperatură Δt = t1-t2 se modifică. Coeficientul de transfer de căldură pe suprafața de schimb de căldură va avea, de asemenea, o valoare variabilă, prin urmare, valorile medii ale diferenței de temperatură Δtav și coeficientului de transfer de căldură kcp ar trebui înlocuite în ecuația de transfer de căldură, adică

Q = kсp * F * Δtcp (3)

Aria de schimb de căldură F este calculată prin formula (3), în timp ce performanța termică Q este specificată. Pentru a rezolva problema, este necesar să se calculeze media pe întreaga suprafață a coeficientului de transfer de căldură kcp și a capului de temperatură Δtav.

La calcularea diferenței medii de temperatură, este necesar să se țină cont de natura schimbării temperaturilor purtătorilor de căldură de-a lungul suprafeței de schimb de căldură. Din teoria conductibilității termice se știe că într-o placă sau o tijă cilindrică în prezența unei diferențe de temperatură la capete (suprafețele laterale sunt izolate), distribuția temperaturii de-a lungul lungimii este liniară. Dacă schimbul de căldură are loc pe suprafața laterală sau sistemul are surse interne de căldură, atunci distribuția temperaturii este curbilinie. Cu o distribuție uniformă a surselor de căldură, schimbarea temperaturii de-a lungul lungimii va fi parabolică.

Astfel, la schimbătoarele de căldură, natura modificării temperaturilor purtătorilor de căldură diferă de cea liniară și este determinată de capacitățile termice totale C1 și C2 ale debitelor masice ale purtătorilor de căldură și de direcția mișcării lor reciproce. (Fig. 2).

Din grafice se poate observa că modificarea temperaturii de-a lungul suprafeței F nu este aceeași. În conformitate cu ecuația (2), o schimbare mai mare de temperatură va avea loc în purtătorul de căldură cu o capacitate termică mai mică a debitului masic. Dacă lichidele de răcire sunt aceleași, de exemplu, într-un schimbător de căldură apă-apă, atunci natura modificării temperaturilor lichidelor de răcire va fi determinată în întregime de debitul acestora, iar la un debit mai mic, temperatura schimbarea va fi mare. În cazul co-fluxului, temperatura finală t „2 a mediului încălzit este întotdeauna mai mică decât temperatura t” „1 a agentului de încălzire la ieșirea din aparat, iar cu contracurent, temperatura finală t” 2 poate fi mai mare decât temperatura t "1 (vezi pentru contracurent cazul când C1> C2) În consecință, la aceeași temperatură inițială, mediul de încălzit cu contracurent poate fi încălzit la o temperatură mai mare decât cu cocurent.

În cazul fluxului cocurent, capul de temperatură de-a lungul suprafeței de încălzire se modifică într-o măsură mai mare decât în ​​cazul contracurentului. În același timp, valoarea sa medie în acest din urmă caz ​​este mai mare, drept urmare suprafața de încălzire a aparatului cu contracurent va fi mai mică. Astfel, în condiții egale, în acest caz, se va transfera mai multă căldură. Pe această bază, ar trebui să se acorde preferință dispozitivelor cu contracurent.

Ca urmare a unui studiu analitic al unui schimbător de căldură care funcționează conform schemei de curgere directă, s-a constatat că înălțimea temperaturii de-a lungul suprafeței de schimb de căldură se modifică exponențial, astfel încât înălțimea medie a temperaturii poate fi calculată prin formula:

unde Δtb este diferența mare de temperatură dintre purtătorul de căldură cald și rece (de la un capăt al schimbătorului de căldură); Δtm - diferență de temperatură mai mică (de la celălalt capăt al schimbătorului de căldură).

Cu un flux înainte, Δtb = t "1 - t" 2 și Δtm = t "" 1 - t "" 2 (Fig. 2.). Această formulă este valabilă și pentru contracurent cu singura diferență că pentru cazul în care C1< С2 Δtб = t"1 — t"2 (рис. 2.), а при С1 >C2 Δtb = t "" 1 - t "2 și Δtm = t" 1 - t "" 2.

Diferența medie de temperatură între două medii, calculată prin formula (4), se numește logaritmică medie. cap de temperatură. Forma expresiei se datorează naturii schimbării de temperatură de-a lungul suprafeței de încălzire (dependență curbilinie). Dacă dependența ar fi liniară, atunci capul de temperatură ar trebui determinat ca medie aritmetică (Fig. 3.). Valoarea mediei aritmetice a capului Δtа.av este întotdeauna mai mare decât media logaritmică Δtl.av. Cu toate acestea, în cazurile în care capul de temperatură de-a lungul lungimii schimbătorului de căldură se modifică nesemnificativ, adică condiția Δtb / Δtm< 2, среднюю разность температур можно вычислять как среднеарифметическую:

Media diferenței de temperatură pentru dispozitivele cu flux încrucișat și curent mixt este caracterizată de complexitatea calculelor, prin urmare, pentru o serie dintre cele mai comune scheme, rezultatele soluțiilor sunt de obicei date sub formă de grafice. Isp. Literatură: 1) Fundamentele ingineriei energiei termice, A.M. Litvin, Gosenergoizdat, 1958.2) Teplotekhnika, Bondarev V.A., Protskiy A.E., Grinkevich R.N. Minsk, ed. a II-a, „Școala superioară”, 1976. 3) Tehnica termică, ed. 2, sub redacția generală a. IN Sushkina, Moscova „Metalurgie”, 1973.

Trimiteți-vă munca bună în baza de cunoștințe este simplu. Utilizați formularul de mai jos

Studenții, studenții absolvenți, tinerii oameni de știință care folosesc baza de cunoștințe în studiile și munca lor vă vor fi foarte recunoscători.

Postat pe http://www.allbest.ru/

Schimbatoarele de caldura sunt dispozitive concepute pentru a transfera caldura de la un lichid de racire la altul, precum si implementarea diferitelor procese tehnologice: incalzire, racire, fierbere, condensare si altele. Mediul care degajă căldură se numește purtător primar de căldură, iar cel care preia căldură se numește secundar.

Conform principiului de funcționare, schimbătoarele de căldură sunt împărțite în recuperatoare, regenerative, mixte și cu surse interne de căldură.

Schimbătoarele de căldură sunt numite recuperatoare, în care transferul de căldură de la purtătorul de căldură primar la cel secundar are loc prin peretele despărțitor. În acest caz, transferul de căldură poate fi realizat prin convecție, radiație și conducție a căldurii. În mod convențional, procesul de transfer de căldură poate fi considerat staționar. Un exemplu particular de schimbător de căldură cu recuperare în ceea ce privește aspectul este un schimbător de căldură conductă în conductă.

Schimbatoarele de caldura sunt numite schimbatoare de caldura regenerative in care ambii agenti de racire spala alternativ aceeasi suprafata a aparatului. Pereții regeneratorului absorb mai întâi căldura de la purtătorul de căldură primar și de la încălzitor, apoi transferă căldura acumulată către purtătorul de căldură secundar și o răcesc. Datorită faptului că peretele se încălzește și se răcește periodic, cantitatea de căldură percepută și eliberată se modifică în timp, iar procesul de transfer de căldură este considerat instabil.

Schimbătoarele de căldură se numesc schimbătoare de căldură de amestec, în care transferul de căldură de la purtătorul de căldură primar la cel secundar se realizează prin contactul lor direct și este însoțit de transfer de masă (amestecare parțială sau completă a purtătorilor de căldură).

Schimbătoarele de căldură cu surse interne de căldură sunt acelea în care purtătorul de căldură secundar absoarbe căldura primită în aparatul propriu-zis. Nu există lichid de răcire primar ca mediu.

Principalele cerințe sunt: ​​asigurarea celui mai mare coeficient de transfer termic cu cea mai mică rezistență hidraulică posibilă; compactitate și cel mai mic consum de materiale, fiabilitate și etanșeitate în combinație cu suprafața de schimb de căldură pliabilă și accesibilă pentru curățarea mecanică de contaminare; unificarea unităților și părților; capacitatea de fabricație a producției mecanizate de rânduri largi de suprafețe de schimb de căldură pentru diferite game de temperaturi de funcționare, presiuni și altele.

Atunci când creează schimbătoare de căldură noi, mai eficiente, ei se străduiesc, în primul rând, să reducă costurile specifice ale materialelor, forței de muncă, fondurilor și energiei cheltuite în timpul funcționării, în comparație cu aceiași indicatori ai schimbătoarelor de căldură existente. Costurile unitare pentru schimbătoarele de căldură sunt costurile legate de performanța termică în condițiile date, iar în al doilea rând, pentru creșterea intensității și eficienței dispozitivului.

Intensitatea procesului sau puterea de căldură specifică a unui schimbător de căldură este cantitatea de căldură transferată pe unitatea de timp printr-o unitate de suprafață de schimb de căldură la un anumit regim termic.

Intensitatea procesului de transfer de căldură este caracterizată de coeficientul de transfer de căldură k. Intensitatea și eficiența sunt influențate și de forma suprafeței de schimb de căldură; diametrul echivalent și dispunerea canalelor care asigură vitezele optime ale mediilor; cap de temperatură medie; prezența elementelor turbulizante în canale; nervuri etc.

Pe lângă metodele constructive de intensificare a procesului de transfer de căldură, există metode de regim asociate cu o modificare a parametrilor hidrodinamici și un regim de curgere a fluidului la suprafața de schimb de căldură. Metodele de regim includ: furnizarea de vibrații la suprafața de schimb de căldură, crearea pulsației de curgere, injectarea de gaz în fluxul sau aspirarea mediului de lucru printr-un perete poros, suprapunerea câmpurilor electrice sau magnetice pe flux, prevenirea contaminării căldurii. suprafață de schimb prin turbulizare puternică a curgerii etc.

Datele inițiale

	Opțiune de muncă
	Tip schimbător de căldură	Carcasă și tub rotund, orizontal
	Mediu de încălzire
	Purtător de căldură încălzit
	Materialul conductei
	Mediul de încălzire se mișcă	În spațiul inelar
	Diagrama fluxului lichidului de răcire	Contra-curent
		Încălzire t/n (index „1”)	Încălzit t/n (index „2”)
	Consum de agent termic
	Temperatura initiala		Determinat prin calcul
	Temperatura finală		Determinat prin calcul
	Presiunea lichidului de răcire

1. Temă pentru lucrări de calcul și grafică.

1.1. Efectuați un calcul constructiv al TA.

1.2. Determinați aria suprafeței de schimb de căldură, numărul de curse ale lichidului de răcire încălzit, numărul de tuburi pe 1 cursă și pentru întregul aparat, lungimea conductelor, diametrele conductelor de intrare și de evacuare atât pentru căldură. transportatorii.

1.3. Determinați aria secțiunii transversale pentru trecerea lichidului de răcire încălzit.

1.4. Determinați debitul de căldură în funcție de ecuația de echilibru termic și de debitul lichidului de răcire de încălzire.

1.5. Determinați temperatura agentului de încălzire la ieșirea schimbătorului de căldură.

1.9. Desenați o diagramă TA care arată dimensiunile principale.

2. Calcul constructiv al schimbătorului de căldură.

2.1. Calcul termic

2.1.1. Determin temperatura medie aritmetică a lichidului de răcire încălzit:

2.1.2. Parametrii termodinamici ai apei:

2.1.3. Determin cantitatea de căldură transferată:

2.1.4. Determinați temperatura agentului de încălzire la intrare. După condiție, ar trebui luată cu 10 K sub temperatura de saturație la o anumită presiune. La o presiune de 1,0 MPa, temperatura vaporilor de apă saturați este de 179,9єС. Atunci temperatura necesară pentru mine la o anumită presiune, în funcție de condiție, va fi 169,9єС? 170 єС.

2.1.5. Determin temperatura lichidului de răcire de încălzire la ieșire conform formulei, capacitatea de căldură izobară a apei în masă reală, conform, este egală cu 4,37. Atunci

2.1.6. Determin temperatura medie aritmetică a mediului de încălzire:

2.1.7. Parametrii termodinamici ai apei:

2.1.8. Determinați aria de curgere pentru lichidul de răcire încălzit și selectați TA. Conform condițiilor, accept viteza de deplasare a lichidului de răcire 1,5 m/s.

Conform GOST 8734-78, aleg o țeavă

Și calculăm numărul total de țevi din schimbătorul de căldură:

Din TA standard aleg un TA unidirecțional cu 69 de tuburi și un diametru interior al carcasei de 211 mm.

2.1.9. Să determinăm aria de curgere și diametrul nominal necesar pentru lichidul de răcire de încălzire:

2.1.10. Viteza rafinata de miscare a agentului de incalzire.

În funcție de starea de turbulență a regimului de curgere a lichidului de răcire, se recomandă să se ia valoarea vitezei pentru lichide cu vâscozitate scăzută și apă în intervalul 1-3 m / s.

2.1.11. Criteriul Reynolds pentru debitul mediu de încălzire.

2.1.12. pentru că temperatura peretelui este necunoscută, apoi în prima aproximare îi setăm valoarea:

2.1.13. Criteriul Prandtl pentru temperatura peretelui:

2.1.14. Criteriul Nusselt din partea mediului de încălzire:

2.1.15. Coeficientul teoretic de transfer de căldură de la agentul de încălzire la peretele conductei:

2.1.16. Criteriul Reynolds pentru fluxul de agent termic încălzit:

2.1.17. Ca o primă aproximare, luăm temperatura peretelui din partea lichidului de răcire încălzit:

2.1.18. Temperatura peretelui criteriul Prandtl

2.1.19. Criteriul Nusselt din partea lichidului de răcire încălzit:

2.1.20. Coeficientul teoretic de transfer de căldură de la perete la lichidul de răcire încălzit:

2.1.21. Coeficient de transfer termic:

2.1.22. Cel mai mic cap de temperatură:

2.1.23. Cap cu cea mai mare temperatură

2.1.24. Înălțimea medie a temperaturii logaritmice pentru curgerea încrucișată este determinată de formula:

2.1.25. Densitatea fluxului de căldură

2.1.26. Suprafata de incalzire

2.1.27. Să determinăm suprafața teoretică a suprafeței de încălzire pe baza datelor tehnice ale schimbătorului de căldură și să selectăm o astfel de lungime a țevilor din seria standard, astfel încât abaterile să fie minime, dat fiind faptul că, potrivit, poate fi de până la 4,5 metri. :

Astfel, avem o marjă de 5%.

2.2. Calcul hidraulic

Toate pierderile de energie hidraulică sunt împărțite în două tipuri: pierderi prin frecare de-a lungul lungimii conductelor și pierderi locale cauzate de astfel de elemente de conductă în care, din cauza unei modificări a dimensiunii sau configurației canalului, debitul se modifică, debitul este separat. din pereții canalului și se produce formarea de vortex. Cele mai simple rezistențe hidraulice locale pot fi împărțite în expansiuni, îngustari și întoarceri ale canalului, fiecare dintre acestea putând fi bruște sau treptate. Cazurile mai complexe de rezistență locală sunt conexiunile sau combinațiile dintre cele mai simple rezistențe enumerate.

„Rezistențe locale”

Tip de rezistență locală	Valoarea coeficientului adimensional o
Intrare în țeavă cu margini ascuțite
Intrare în țeavă cu margini rotunjite
Admisia conductei echipata cu grila de aspiratie si supapa
Con expansiv de tranziție
Con de tranziție conic
Ieșirea țevii sub nivel
O rotire bruscă a țevii (cot) cu 90 °
Rotirea lină a țevii (îndoire) cu 90є
Siguranțe și supape de reținere
Cameră de intrare sau de ieșire (locuire și întoarcere)
Rotire de 180 ° de la o secțiune la alta prin camera intermediară
Rotire la 180 ° în tub în U
Ieșire din spațiul inelar la un unghi de 90є

Rezistența hidraulică în spațiul tubular și inelar este suma pierderilor prin frecare și a rezistențelor locale.

unde l este formula lui Altshul pentru mișcarea turbulentă în țevile netede, Uzh este suma coeficienților luând în considerare diferitele rezistențe locale,

unde D e este rugozitatea absolută echivalentă.

„Valori absolute echivalente ale rugozității”

2.2.1 Calculul rezistenței hidraulice a agentului termic încălzit.

Suma coeficienților ținând cont de diferite rezistențe locale, în special pentru spațiul țevii, sunt caracteristice rezistențele locale de tipul: „intrare în țeavă”, „ieșire din țeavă”, „expansiune bruscă”, „îngustare bruscă” , „întoarcerea curgerii”.

2.2.2 Calculul rezistenței hidraulice a agentului termic.

Suma coeficienților ținând cont de diferite rezistențe locale, în special, pentru spațiul țevii, rezistențele locale de tip sunt caracteristice: "admitere în țeavă", "din țeavă", unde există n astfel de rezistențe locale ( n este numărul de conducte).

2.3. Calcul mecanic

2.3.1. Calculul mecanic al schimbătorului de căldură constă în verificarea rezistenței unităților și pieselor individuale și se reduce la determinarea dimensiunilor nominale calculate ale acestora (grosimea peretelui, flanșe etc.), care ar trebui să le asigure durabilitatea necesară. Calitățile de alamă LO70 și LO-68 sunt utilizate pentru fabricarea țevilor.

„Proprietăți mecanice, fizice și tehnologice ale aliajelor de cupru-zinc tratate sub presiune”

Grosimea peretelui, lucrând sub presiune internă, este determinată de formula:

unde уop - efort admisibil, kgf / mm 2

s - presiunea de proiectare în aparat, kgf / cm 2

c - coeficientul de rezistență al sudurii (1,0);

с - creștere pentru a compensa coroziunea și eroziunea (1,5);

2.3.2. Calculul rezistenței peretelui agentului de încălzire:

Astfel, grosimea peretelui TA trebuie să fie de cel puțin 13 mm.

2.3.3. Calculul rezistenței peretelui lichidului de răcire încălzit:

Astfel, grosimea tuburilor trebuie sa fie de minim 3 mm.

schimbător de căldură recuperator

Concluzie

În procesul de realizare a unui calcul constructiv al unui schimbător de căldură recuperator (calcul termic, calcul hidraulic, calcul mecanic), s-au determinat dimensiunile geometrice ale schimbătorului de căldură, s-a calculat coeficientul mediu de transfer termic și s-a calculat rezistența la presiunea conductei.

Se poate argumenta că am calculat un schimbător de căldură recuperator cu o suprafață de schimb de căldură de 11,8 m 2, coeficientul mediu de transfer de căldură este de 4280 W / m 2 K.

Calculele de rezistență au arătat că pereții conductei vor rezista la presiunea necesară de 1 MPa.

Lista surselor utilizate

1. Baklastov A.M. Procese și instalații industriale de transfer de căldură și masă. Manual pentru universități / Gorbenko V.A., Danilov O.L. - M; „Energoatomizdat”, 1986. - 328 p.

2. Tsygankov A.S. Calcule schimbătoare de căldură / - Leningrad .; Editura Uniunii de Stat a industriei construcţiilor navale, 1956. - 263 p.

3. Rivkin S.L. Tabele de proprietăți termice și fizice ale apei și aburului / Aleksandrov A.A. - M; „Energie”, 197. - 80 p.

4. Grigoriev V.A. Un scurt ghid pentru schimbătoarele de căldură / Kolach T.A., Sokolovsky V.S., Temkin R.M. - M. - L .; Editura Energia de Stat, 1962. - 108-112 p.

5. Mozzhukhin A.B. Calculul schimbătorului de căldură: linii directoare / E.A. Sergeeva - Tambov; „TSTU”, 2007. - 32 p.

6. Keloglu Yu.P. Carte de referință despre metale și aliaje / Zakharovsky K.M., Kartashevskaya M.I. - Chișinău; „Harta Moldavelyascai”, 1977. - 228-242 p.

7. GOST 494-90 „Țevi de alamă”.

8. Mihnevici A.V. Calcule hidraulice în ingineria energiei termice. Teorie și sarcini / Rykhter O.L., Mikhnevich N.N. - Minsk.; Întreprinderea Unitară „Technoprint”, 2000. - 276 p.

9. Ioffe I.L. Proiectarea proceselor și dispozitivelor de tehnologie chimică: manual pentru școlile tehnice / - Leningrad .; „Chimie”, 1991. - 352 p.

Anexa 1

Desen " Schiță schimb de caldura aparat"

Postat pe Allbest.ru

Documente similare

Clasificarea schimbătoarelor de căldură. Calcul constructiv al căldurii. Preselecția schimbătorului de căldură conform catalogului, a temperaturilor efective ale agenților de încălzire. Schimbător de căldură cu carcasă și tub în șase căi cu foi tubulare fixe.

lucrare de termen adăugată 03.11.2013


Aplicarea si clasificarea schimbatoarelor de caldura. Principiul de funcționare al unui schimbător de căldură cu carcasă și tub. Necesitatea calculelor hidraulice, structurale și termice de verificare. Construirea unei diagrame de temperatură a purtătorilor de căldură.

lucrare de termen, adăugată 23.11.2012


Utilizarea schimbătoarelor de căldură, principiul funcționării acestora. Schimbătoare de căldură cu foi tubulare fixe, compensator de lentile montat pe carcasă, cap plutitor și tuburi în U. Calcul termic constructiv și de verificare al aparatului.

test, adaugat 22.08.2015


Clasificarea schimbătoarelor de căldură (TOA), cerințe pentru acestea. Alegerea schemei de mișcare a purtătorilor de căldură în proiectarea dispozitivului, determinarea proprietăților lor termofizice. Coeficientul de transfer termic în TOA, specificarea temperaturii peretelui și calculul de proiectare.

lucrare de termen adăugată 17.11.2013


Caracteristicile generale ale schimbătoarelor de căldură și utilizarea lor în industria petrolului, gazelor, rafinarea petrolului și industria chimică. Constructie, verificare si calcul hidraulic al schimbatorului de caldura, realizarea diagramei de temperatura.

lucrare de termen, adăugată 10.10.2011


Scopul, dispozitivul și clasificarea schimbătoarelor de căldură, caracteristicile funcționale și de proiectare ale acestora; modele de flux ale purtătorilor de căldură; cap de temperatură medie. Calculul termic și hidromecanic și selectarea schimbătorului de căldură cu plăci optim.

lucrare de termen, adăugată 04.10.2012


Clasificarea schimbătoarelor de căldură după principiul de funcționare (suprafață și amestecare). Caracteristici ale selecției dispozitivului. Schema unui schimbător de căldură cu carcasă și tub. Principalii indicatori specifici care caracterizează eficiența schimbătoarelor de căldură.

prezentare adaugata 28.09.2013


Proprietățile termofizice ale purtătorilor de căldură. Determinarea prealabilă a echivalentului de apă al suprafeței de încălzire și a dimensiunilor aparatului. Caracteristicile constructive ale schimbătorului de căldură. Determinarea diferenței medii de temperatură și a coeficientului de transfer termic.

lucrare de termen, adăugată 19.10.2015


Proiectarea și principiul de funcționare a încălzitorului de apă de încălzire. Transferul de căldură în timpul condensului și mișcarea fluidului prin conducte. Evaluarea rezistenței capacului schimbătorului de căldură. Calculul termic, hidraulic și de rezistență al parametrilor unui schimbător de căldură recuperator.

lucrare de termen adăugată la 10.02.2015


Modelarea modurilor statice off-design ale schimbătoarelor de căldură. Calculul caracteristicilor statice ale etapei de răcire. Simularea mișcării unei substanțe de lucru reale în canale rotative. Calculul unui schimbător de căldură recuperator.

Principalele ecuații pentru calcularea unui schimbător de căldură sunt ecuația de echilibru termic și ecuația de transfer de căldură.

Ecuația de echilibru termic

unde Q este fluxul de căldură util, W;

G 1, G 2 - debitul masic, respectiv, al purtătorilor de căldură cald și rece, kg / s,

;

- capacități termice medii de masă ale purtătorilor de căldură în intervalul de temperatură de la t ’ la t”, J / (kg ∙ K);

η este coeficientul de utilizare a căldurii;

w este viteza lichidului de răcire, m / s;

f - secţiune, m 2;

ρ este densitatea, kg / m 2;

Schimbarea temperaturii purtătorului de căldură cald și rece de-a lungul lungimii aparatului.

Ecuația transferului de căldură

, (2.3)

unde k și Δt sunt coeficientul de transfer de căldură, W / (m 2 ∙ K) și înălțimea medie a temperaturii pentru întregul schimbător de căldură, K;

F - suprafata de schimb de caldura, m 2.

Într-un calcul constructiv, suprafața de schimb de căldură este determinată din ecuația de transfer de căldură (2.3)

Înălțimea medie a temperaturii logaritmice sau aritmetice pentru curgere directă și contracurent este determinată din formule

sau (pentru

)

(2.4)

Valorile diferențelor de temperatură la capetele aparatului Δt δ și Δt m sunt indicate în Fig. 3.

Coeficientul de transfer de căldură K este calculat folosind formula pentru un perete plat, care este permisă atunci când

(2.5)

unde α 1 este coeficientul de transfer de căldură de la lichidul de răcire fierbinte la suprafața peretelui, kW / (m 2 ∙ K);

α 2 - coeficientul de transfer de căldură de la suprafața peretelui către purtătorul de căldură rece, kW / (m 2 ∙ K);

δ с - grosimea peretelui tubului, m;

λ с - coeficientul de conductivitate termică a materialului peretelui tubului, kW / (m ∙ K);

d n, d in - respectiv, diametrul exterior și interior al tuburilor, m;

δ nak, λ nak - respectiv grosimea, m și coeficientul de conductivitate termică a unui strat de sol sau depuneri, kW / (m ∙ K).

Valorile lui α 1 și α 2 sunt calculate folosind ecuațiile de similaritate (a se vedea subsecțiunea 2.2).

Cu suprafața cunoscută a schimbătorului de căldură F se determină și alte caracteristici geometrice ale schimbătorului de căldură: lungimea fasciculului tubular L și numărul de secțiuni N.

2.2.2 Calculul coeficientului de transfer termic

1) Transferul de căldură în timpul curgerii forțate a lichidului de răcire prin țevi și canale

Ecuația de similaritate pentru curgerea forțată a unui lichid de răcire monofazat prin țevi și canale are forma:

într-un flux laminar vâscos-gravitațional (Re w, d< 2300, Gr ж, d ·Pr ж >8 10 5)

cu flux vâscos laminar (Re l, d< 2300, Gr ж, d ·Pr ж < 8·10 5)

; (2.7)

la un flux de tranziție (Re w, d = 2300 ... 10 4)

cu debit turbulent (Re w, d> 10 4)

Unde

- numărul Nusselt;

– numărul Reynolds;

–numărul Grashof;

-Numărul de prandtl.

Indicele „g” arată că parametrii fizici ai purtătorului de căldură incluși în numerele de similaritate trebuie luați în funcție de temperaturile medii ale purtătorului de căldură cald t 1 sau purtătorului de căldură rece t 2, pentru care

sau

.

Indicele „c” din număr arată că parametrii fizici ai lichidului de răcire incluși în numărul de asemănări trebuie luați în funcție de temperatura peretelui. Ca o primă aproximare, putem lua

.

În numerele de similaritate sunt introduse următoarele simboluri: d eq - diametru echivalent, m; λ - coeficient de conductivitate termică, kW / (m · K); ν — coeficientul de vâscozitate cinematică, m 2 / s; β — coeficient de dilatare volumetrică, 1 / K; α este coeficientul de difuzivitate termică; w — debitul lichidului de răcire, m / s; С p - capacitate termică izobară de masă medie, kJ / (kg · K); ρ este densitatea, kg / m 3; g = 9,81 m/s 2; δt - cap de temperatură (diferența de temperatură între lichidul de răcire și perete); k 0 - coeficient determinat de valoarea numărului Reynolds (Tabelul 4.3).

Pentru canale cu orice secțiune transversală d eq = 4f / u, unde f este aria secțiunii transversale a canalului, u este perimetrul secțiunii transversale umede. Când lichidul de răcire se deplasează în țevi cu secțiune transversală circulară, dimensiunea liniară determinantă este diametrul interior al țevii (d eq = d in).

Când lichidul de răcire curge în spațiul inelar de-a lungul unui fascicul de tuburi situat într-un canal de carcasă cilindric, diametrul echivalent este

, (2.10)

unde D este diametrul interior al carcasei schimbătorului de căldură, m;

d n este diametrul exterior al tuburilor, m.

După calcularea valorilor numerice ale numerelor de similaritate Gr w, d, Re w, d, Pr w, Pr c, valoarea numerică a numărului Nusselt se determină conform (2.6), (2.7), (2.8) sau (2.9). Apoi din relație

găsiți coeficientul de transfer de căldură

. (2.11)

2) Transfer de căldură la fierberea lichidului

Coeficientul de transfer de căldură α la fierberea unui lichid într-un volum mare poate fi calculat prin formule

la

; (2.12)

la

, (2.13)

unde - coeficientul de conductivitate termică, căldura de vaporizare, coeficientul cinematic al vâscozității lichidului și densitatea vaporilor la temperatura de saturație t s; t c - temperatura suprafeței peretelui conductei.

Pentru apă, valorile lui lw în funcție de temperatură sunt date în tabel. 9.1.

Odată cu mișcarea forțată a unui lichid care fierbe în țevi, adică. într-un volum limitat, schimbul de căldură este determinat de doi factori: procesul de fierbere propriu-zis și procesul de mișcare forțată.

La prelucrarea datelor experimentale privind transferul de căldură al lichidelor fierbinți care se deplasează prin țevi, s-a obținut dependența

, (2.14)

unde α este coeficientul necesar de transfer de căldură al unui lichid în fierbere, ținând cont de mișcarea forțată a acestuia;

α w este coeficientul de transfer de căldură al unui lichid monofazat care fierbe la o viteză W;

α k - coeficientul de transfer de căldură la fierbere nucleată dezvoltată în condiții de convecție liberă.

La α la / α w< 0,5 процесс кипения практически не влияет на теплообмен и потому принимается α = α w .

Când α la / α w> 2, viteza de transfer de căldură este determinată numai prin fierbere și, prin urmare, se presupune că α = α to.

La α la / α w = 0,5 ... 2, intensitatea transferului de căldură este determinată atât de mișcarea forțată a lichidului, cât și de procesul de fierbere; pentru calcul se folosește dependența

. (2.15)

Exemple de calcul al coeficientului de transfer termic α în mișcarea forțată a unui lichid în fierbere în conducte sunt date în problemele nr. 9.15 și 9.16.

3) Transferul de căldură în timpul condensului

Când aburul intră în contact cu un perete a cărui temperatură este sub temperatura de saturație, are loc condens. Condensul cade pe pereți sub formă de picături (când lichidul nu udă suprafața) sau pelicule. Condensul filmului apare cel mai adesea în dispozitivele tehnice.

Cu condensarea filmului de vapori saturați uscați pe suprafața verticală a peretelui sau țevii și flux laminar al filmului (z< 2300) уравнение подобия имеет вид

, (2.16)

unde este numărul Reynolds determinat;

Din aceste rapoarte se găsește coeficientul mediu de transfer de căldură:

. (2.17)

Dacă transferul de căldură în timpul condensării peliculei a vaporilor uscați are loc în condițiile unui flux mixt al filmului de condensat de-a lungul înălțimii conductei (regimul de curgere al filmului se schimbă de la laminar la turbulent și Z = AH Δt ≥ 2300), atunci coeficientul mediu de transfer de căldură pentru vaporii de apă poate fi determinat prin formulă

, (2.18)

iar numărul Reynolds din relație

, (2.19)

unde Pr și Pr c sunt numere Prandtl pentru condensat la temperaturi t s și, respectiv, t c.

Cu condensarea filmului de abur saturat uscat pe țevi orizontale și curgerea filmului laminar (Z< 3900) уравнение подобия имеет вид

, (2.20)

Din aceste rapoarte se găsește coeficientul de transfer de căldură mediat pe perimetru:

. (2.21)

În formulele (2.17), (2.18), (2.20), (2.21) avem

, (2.22)

unde A este coeficientul,

; B - coeficient, m / W.

Valorile complexelor A, B în funcție de t s pentru apă sunt date în tabel. 8.1.

În formulele (2.16 ... 2.22) se adoptă următoarele denumiri:

H este înălțimea țevii verticale; R este raza conductei; Δt = (t s - t c) - cap de temperatură; λ, ν și ρ - coeficientul de conductivitate termică, coeficientul cinematic de vâscozitate și densitatea condensatului la temperatura de saturație t s; r este căldura de vaporizare la t s /

Pentru a calcula transferul de căldură în condiții de condensare a aburului supraîncălzit, în loc de căldura de vaporizare r, ar trebui înlocuit r + Δi, unde Δi este căldura aburului supraîncălzit (Δi = in - i ", unde in, i" este entalpia aburului supraîncălzit și entalpia aburului saturat uscat).

Exemple de calcul al coeficientului de transfer termic în timpul condensării aburului sunt date în problemele nr. 8.1, 8.4, 8.14, 8.18, 8.22, 8.26, 8.29.

Formulele date în secțiunea 2.2 sunt valabile pentru o singură conductă. Caracteristicile calculării transferului de căldură în fasciculele de tuburi sunt luate în considerare în.

4) Transfer de căldură cu mișcare liberă a lichidului de răcire

Dacă corpul schimbătorului de căldură este răcit printr-un flux liber de purtător de căldură (de exemplu, aer), atunci o parte din căldură se pierde în mediu datorită convecției naturale.

Pierderea de căldură pe unitatea de timp de la 1 m2 de suprafață este determinată de formula Newton-Richman, W / m2,

, (2.33)

unde t c este temperatura suprafeței exterioare a corpului schimbătorului de căldură;

t w - temperatura ambiantă (de exemplu, aer) departe de perete.

Dependența pentru calcularea coeficientului mediu de transfer de căldură cu mișcarea liberă a lichidului de răcire are forma

, (2.24)

unde valoarea constantă c și exponentul n depind de modul de mișcare a lichidului de răcire, de condițiile curgerii în jurul suprafeței și de locația suprafeței în spațiu; с și n sunt funcții ale lui GrPr și sunt determinate de următoarele condiții:

atunci c = 0,75, n = 0,25;

dacă (Gr Pr) w ≥ 6 10 10 - pentru pereți și conducte verticale,

atunci c = 0,15; ;

dacă 1 · 10 3 ≤ (Gr · Pr) w ≤ 1 · 10 9,

atunci c = 0,5; n = 0,25 - pentru conducte orizontale.

În formula (2.24), temperatura ambiantă t este luată ca temperatură determinantă, iar diametrul exterior este luat ca dimensiune determinantă pentru țevile orizontale, iar înălțimea lor H pentru țevile și pereții verticali.

Exemple de soluții sunt date în sarcinile nr. 7.1 ... 7.4, 7.12.

5) Transferul de căldură prin radiații

Pentru a calcula componenta radiantă a coeficientului de transfer termic α l folosiți formula

, (2.25)

unde q l este densitatea fluxului de radiație termică, W / m 2;

ε pr - emisivitate redusă a sistemului „peretele exterior (carcasa) schimbătorului de căldură – mediu”, în cazul nostru ε pr = 0,82;

cu 0 - emisivitatea unui corp absolut negru, cu 0 = 5,67 W / (m 2 · K 4);

T c, T w - temperaturi absolute ale suprafeței exterioare a schimbătorului de căldură și ale mediului.

Exemple de soluții sunt date în problemele nr. 10.17, 10.28, 10.49.

ATRIBUIRE PENTRU SECȚIUNEA A DOUA A RGR

Într-un schimbător de căldură cu carcasă și tub cu o singură trecere, lichidul de răcire fierbinte se deplasează în spațiul inelar și este răcit de la temperatură

, De la catre

, CU.

Diametrul interior al carcasei aparatului D =, m. Purtatorul de caldura rece se deplaseaza in interiorul tuburilor metalice. Purtătorul de căldură rece este încălzit din

, De la catre

, CU.

Numărul de tuburi din schimbătorul de căldură n =. Tuburile schimbatorului de caldura din interior sunt acoperite cu depuneri (scara) cu grosimea δ nak =, m. Puterea termica introdusa in TOA, Q ext =, kW. Pierderile de căldură către mediu sunt (1 - η) · 100,%.

Determinați suprafața de încălzire F și numărul de secțiuni N ale schimbătorului de căldură. Lungimea secțiunii l c = 5 m.

Calculul ar trebui efectuat pentru direcțiile de mișcare cu curgere directă și contra-curgere ale purtătorilor de căldură, precum și în prezența scarii pe conducte și în absența acesteia.

Se mai stie:

purtător de căldură rece - ……………………………;

lichid de răcire fierbinte - ……………………………;

λ s = ………………… kW / (m · K);

λ nak = ………………. kW / (m K).

Proprietățile termofizice ale fluidelor de transfer de căldură trebuie luate după cum urmează:

pentru apă - conform tabelului. 1 Anexa 2.1;

pentru abur saturat - conform tabelului. 2 aplicații 2.1;

pentru păcură și ulei - conform Anexei 2.2.

A doua secțiune a RGR ar trebui să conțină:

o sarcină cu toate datele inițiale, indicând numărul opțiunii (tabelul 2.1);

calculul termic de proiectare al schimbătorului de căldură (sau a unei părți a acestuia conform instrucțiunilor profesorului);

imprimarea rezultatelor calculului TOA pe PC;

tabel rezumativ al rezultatelor calculelor;

partea grafică (grafice ale schimbării temperaturii lichidelor de răcire în TOA), o schiță a secțiunii cu dimensiunile principale, o diagramă a conexiunii secțiunilor la schimbătorul de căldură;

ÎNTREBĂRI PENTRU AUTO-TESTARE

LITERATURĂ

Kuznetsova V.V., Simakov V.A., Repin V.V. Calculul termic al schimbătorului de căldură. Instrucțiuni metodice pentru decontarea și lucrarea grafică a cursului „Transfer de căldură” pentru studenții formelor de studiu de zi, de seară și de corespondență. - Ufa, UNI, 1991.

Telyasheva GD, Molchanova RA Transfer de căldură (note de curs și probleme). - Ufa: Editura USPTU, 1998. - 76p.

Baskakov A.P. si altele.Inginerie termica. Manual. pentru universitati. - Ed. a II-a, Rev. - M .: Energoatomizdat, 1991 .-- 224 p.

Larikov N.N. Inginerie termică. Manual. pentru universitati. - Ed. a 3-a, Rev. si adauga. - M .: Stroyizdat, 1985 .-- 432 p.

Krasnoshchekov E.A., Sukomel A.S. Cartea cu probleme de transfer termic. - M .: Energiya, 1980 .-- 288 p.

Rabinovici O.M. Culegere de probleme de termodinamică tehnică. - M .: Mashinostroenie, 1973.-344 p.

Andrianova T.N., Dzampov B.V., Zubarev V.N., Remizov S.A. Culegere de probleme de termodinamică tehnică pentru universități. -M .: Energoizdat, 1981.- 240s.

Arsenyev G. V. și colab. Echipamente de încălzire și rețele de încălzire. Manual. pentru universitati. - M .: Energoatomizdat, 1988 .-- 400 p.

Rivkin S.L., Aleksandrov A.A. Proprietățile termodinamice ale apei și aburului. Manual.- Energoatomizdat, 1984.- 45 p.

Anexa 2.1 tabelul 1 Proprietățile fizice ale apei pe linia de saturație

numărul Prandtl Pr

Coeficientul de dilatare volumetrică β · 10 4, 1 / K

Vâscozitatea cinematică ν · 10 6, m 2 / s

Coeficient de conductivitate termică λ · 10 3, kJ / (m · K)

Capacitate termică С p, kJ / (kg K)

Densitatea ρ, kg / m 3

Presiune P · 10 -5, Pa

Temperatura t, ˚С

Continuarea aplicării 2.1