ТЕПЛОВОЙ И ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПЛАСТИНЧАТОГО ВОДОПОДОГРЕВАТЕЛЯ
Выбрать и рассчитать водоподготовительную установку пластинчатого теплообменника, собранного из пластин 0,6р. Пластины толщиной 0,8 мм из стали 12Х18Н10Т с коэффициентом теплопроводности 16 Вт/(м×К).

1) Учитывая соотношение расходов холодного и горячего теплоносителей и , принимаем симметричную компоновку теплообменника.
2) По оптимальной скорости воды  = 0,4 м/с и наибольшему расходу определяем требуемое количество каналов:



где - площадь поперечного сечения канала, берем из таблицы технических характеристик пластин (табл. 4 приложения)
 =0,00245 м².

Принимаем т_к = 23.
3) Общее живое сечение каналов в пакете:

, м²
4) Фактические скорости греющей и нагреваемой воды:

, м/с;

, м/с.
5) Коэффициент теплоотдачи от греющей воды к стенке пластины:



, Вт/(м²×К)

где А - коэффициент, зависящий от типа пластин, принимается по табл. 4

приложения, А = 0,492
6) Коэффициент теплоотдачи от стенки к нагреваемой воде



, Вт/(м²×К)
7) Коэффициент теплопередачи определяется с учетом заданной толщины слоя загрязнений  = 0,10 мм и коэффициента теплопроводности этого слоя:

, Вт/(м²×К),


8) Требуемая поверхность теплообмена:

, м².

где - среднеарифметическая разность температур между горячим и холодным теплоносителем.

, ^оС.
9) Количество пакетов теплообменника:



где - поверхность нагрева одной пластины, м². Из табл. 4 приложения =0,6м².
10) Действительная поверхность нагрева:


11) Потери давления в водоподогревателе:

нагреваемой воды:

, кПа

греющей воды:

, кПа

где   - для нагреваемой воды;

 - для греющей воды;

Б - коэффициент, зависящий от типа пластины по табл. 4 приложения, Б=3.
12) Окончательно выбираем теплообменник РС 0,6р-0,8-81-1К-01, схема компоновки



По расчетным данным и данными таблиц 4-6 приложения выполняем габаритный чертеж теплообменника.
13) Заносим основные характеристики аппарата в сводную таблицу.


РАСЧЕТ ВЕРТИКАЛЬНОГО ПАРОВОДЯНОГО ПОДОГРЕВАТЕЛЯ




Исходные данные:

Произвести тепловой, конструктивный и гидравлический расчет и разработать конструкцию вертикального пароводяного подогревателя.

Исходные данные для расчета:

производительность                                                                     Q
= 4 МВт;

греющий пар сухой, насыщенный с давлением                           Р = 0,12 МПа;

температура нагреваемой воды: на входе                                    = 50 °С;

на выходе                                                                                      = 95 °С;
Трубную систему выполнить из латунных трубок (латунь Л-68 с коэффициентом теплопроводности = 105 Вт/(м×К)) с наружным диаметром = 20 мм и внутренним - = 18 мм. Скорость воды в трубках ориентировочно принять  = 2,0 м/с. Ориентировочное число ходов 2.

Влияние загрязнения поверхности теплообмена учесть дополнительным термическим сопротивлением слоя загрязнений на внутренней поверхности трубок толщиной = 0,1 мм с коэффициентом теплопроводности = 2 Вт/(м×К).
Расчет

1)          Определяем расход пара:

, кг/с

где
 - соответственно энтальпии пара и конденсата на линии насыщения при давлении 0,4 МПа. По таблицам Ривкина i
"
_n
= 2683,1кДж/кг, = 439,3кДж/кг;

 - коэффициент, учитывающий потери теплоты в окружающую среду, =0,99.
2)          Определяем массовый и объемный расход воды:

,кг/с

, м³/с

где  С_в =4187 Дж/(кг*К) - удельная массовая теплоемкость воды;

р_в = 976,28 кг/м³ - плотность воды при температуре =(95+50)/2 = 72,5 °С.
3)          Средняя логарифмическая разность температур теплоносителей в подогревателе:

°С
где - температура насыщения при давлении в паровом пространстве. По таблицам Ривкина при =0,12 МПа, = 104,78 °С.




4)    Определяем число трубок в одном ходе предварительно:

, шт,

всего в корпусе трубок предварительно:

 шт.

Принимаем шаг трубок S
= 32 мм, угол между осями трубной системы а = 60° (треугольная разбивка).

По таблице определяем количество труб, которое можно разместить в равностороннем шестиугольнике N = 91, и число труб, расположенных на диаметре n_d
=11.

Диаметр описанной вокруг шестиугольника окружности определяем по формуле:

, мм;

Внутренний диаметр корпуса подогревателя:

, мм

Принимаем для корпуса подогревателя трубу 377/359 мм.

Общее число трубок 91 шт.

Для установки перегородок в верхней и нижней водяных камерах удаляем 5 трубок.

Таким образом, действительное число трубок в подогревателе равно:

, шт,

то есть по 43 трубок в каждом ходе.

5)    Действительная скорость воды в трубках

, м/с.
6)    Коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося пара к вертикально расположенным трубкам можно определить в зависимости от значения числа Григулля:



по следующим формулам:

z<2300                     , Вт/(м²×К);
z>230                         , Вт/(м²×К),
где                         ,




здесь: Н - расчетная высота трубок, м;

t_H
,
t_cm

- температура конденсата (равная температуре насыщения пара) и температура стенки;

- температурные множители.

Использование этих формул требует расчетов теплообменника методом подбора значения t_cm
. Применим вместо этого методику упрощенного графоаналитического расчета теплообменника, которая обеспечивает однозначное решение.

Коэффициент теплопередачи определим графоаналитическим методом, для чего предварительно находим для различных участков перехода теплоты зависимость между плотностью теплового потока и перепадом температур .

а) Теплоотдача от пара к стенке. Коэффициент теплоотдачи определяем по формуле Нуссельта:

, Вт/(м²×К),

где:

Н - расстояние между соседними перегородками, принимаем Н = 0,5 м.

, Вт/(м²×К),

Для найденного значения  плотность теплового потока будет

, Вт/(м²×К),

Задавшись рядом значений , вычисляем соответствующие величины и , сводя их в таблицу.

К расчету величины а

, °С	, оС	, Вт/м2
5	3,344	42074
10	5,62	70759
20	9,457	119002
30	12,82	161296
40	15,905	200138

б) Передача тепла через стенку:

, Вт/м²,

то есть связь между  и  изображается графически прямой линией. Задавшись значением  ^оС, находим эту точку на графике и проводим через нее прямую из начала координат

, Вт/(м²×К),


в) Передача тепла через слой накипи:



Задавшись значением °С, находим:

, Вт/(м²×К),

Наносим эту точку на график и проводим через нее прямую из начала координат.

г) Передача теплотыот стенки к воде:



 Вт/(м²×К),

Задавшись значением ^оС, получим

, Вт/м².

Аналогично предыдущему строим прямую полученной зависимости , проходящую через начало координат.

7)         Складывая ординаты четырех кривых, строим суммарную кривую тепловых перепадов. Из точки  на оси ординат, соответствующей  °С проводим кривую, параллельную оси абсцисс, до пересечения ее с суммарной кривой. Из точки пересечения  опускаем перпендикуляр на ось абсцисс и находим значение Вт/м².

8)         Определяем коэффициент теплопередачи по формуле

, Вт/(м² К).

9)         Поверхность нагрева теплообменника:

, м².

10)       Определяем рабочую длину трубок:

, м.

11)       Определяем полную длину трубок:

, м,

где - количество перегородок в межтрубном пространстве. Принимаем  шт.;

- толщина перегородок. Принимаем =6 мм;

- толщина трубной доски.

, мм.

12)       Расстояние от края сегментной перегородки до корпуса аппарата

, мм
13)       Определяем гидравлические потери в подогревателе.

а) Коэффициент гидравлического трения для гладких латунных труб определяем по формуле:

,
где: - число Рейнольдса: ,

где: - коэффициент кинематической вязкости, м²/с.

По таблицам Ривкина в зависимости от t_в = 72,5 °С определяем  динамический коэффициент вязкости  Па×с:

, м²/с.

Потерю давления в подогревателе определяем с учетом дополнительных потерь от шероховатости в результате загрязнения труб, по табл.5 и потерь от местных сопротивлений по табл. 6.
Для условий проектируемого теплообменника коэффициенты местных сопротивлений имеют следующие значения:

Вход в камеру                 1×1,5

Вход в трубки                1×2

Выход из трубок            1×2

Поворот на 180°             1×2,5

Выход из камеры           1×1,5

Итого:                            9,5

Потеря давления в подогревателе с учетом загрязнения латунных труб  (см. табл. 5)

,кПа.

Гидравлическое сопротивление пароводяных подогревателей по межтрубному пространству, как правило, не определяется, так как его величина вследствие небольших скоростей пара (до 10 м/с) очень мала.
14)       Выполняем чертеж вертикального пароводяного подогревателя в соответствии с прототипом и аналогичными конструкциями горизонтальных подогревателей.
15)       Заносим основные характеристики аппарата заносим в сводную таблицу.


РАСЧЕТ ГОРИЗОНТАЛЬНОГО ПАРОВОДЯНОГО ПОДОГРЕВАТЕЛЯ




Исходные данные:

Произвести тепловой, конструктивный и гидравлический расчет горизонтального пароводяного подогревателя. Исходные данные принять те же, что и в предыдущем примере.

Расчет

1) При одинаковых исходных данных значения массовых и объемных расходов теплоносителей, среднеарифметической разности температур, числа трубок в подогревателе и скорости воды в трубках получаются равными рассчитанным ранее:

, кг/с;        , кг/с;   , м³/с;

, ^оС;       , шт.;         , м/с.
2) Определяем в первом приближении средние температуры воды и стенки:

, °С;

,°С.
3) Режим течения пленки конденсата определяем по приведенной длине трубки (число Григулля) для горизонтального подогревателя, равной:

,

, следовательно, режим течения пленки ламинарный,

где т - приведенное число трубок в вертикальном ряду,



здесь: - общее число трубок, шт.;

 - максимальное число трубок в вертикальном ряду =6 шт. ;

 - температурный множитель принимаем по табл. 4, =56,1  1/(м К).
4) Коэффициент теплоотдачи от пара к стенке на горизонтальных трубах может быть определен по преобразованной формуле Д.А. Лабунцова:

 Вт/(м² К)

где - температурный коэффициент,




5) Определяем коэффициент теплоотдачи от стенки к воде. Режим движения жидкости в трубках турбулентный, так как:

.
Коэффициент теплоотдачи при турбулентном движении воды внутри трубок при :



, Вт/(м²×К).
6) Расчетный коэффициент теплопередачи

, Вт/(м²×К).
7) Уточненное значение температуры стенки трубок:

°С
Поскольку уточненное значение  мало отличается от принятого для предварительного расчета, то пересчет величины  не требуется.
16) Определяем расчетную поверхность нагрева:

,м²
Ориентируясь на полученную величину поверхности нагрева и на заданный в условии диаметр латунных трубок, выбираем по табл. 10 приложения пароводяной подогреватель типа: ПП1-53-7-II подогреватель пароводяной с эллиптическими днищами, поверхность теплообмена 53,9 м² (при диаметре трубок в пучке 20х1 мм) рабочим (избыточным) давлением в корпусе 0,7 МПа, двухходовой по нагреваемой среде. Число трубок поверхности нагрева N =392 шт.
17) Уточним скорость течения воды в трубках подогревателя:

, м/с,
где
 - определяем по табл. 11 приложения.


18) Определяем гидравлические потери в подогревателе:




а) Коэффициент гидравлического трения для гладких латунных труб по формуле:


где:
б) Сумма коэффициентов местных сопротивлений для двухходового подогревателя


в) Потеря давления в подогревателе:

,кПа

где -длина трубок подогревателя по табл. 12 приложения, =3 м;

- коэффициент, учитывающий загрязнение внутренних поверхностей трубок, =1,3 (см. табл. 5).
19) Выполняем габаритный чертеж подогревателя.

20) Заносим основные характеристики аппарата в сводную таблицу
Сводная таблица результатов

сравнительных расчетов теплообменников

Таблица 1

РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ КОРПУСА ВЕРТИКАЛЬНОГО ПАРОВОДЯНОГО ТЕПЛООБМЕННОГО АППАРАТА




Расчет корпуса аппарата. Исполнительная толщина () стенки цилиндрической обечайки корпуса, работающего под внутренним давлением , определяется по зависимости





где - расчетное давление, МПа;

      - внутренний диаметр корпуса аппарата, м;

       - расчетный коэффициент прочности сварного шва;

       - допускаемое напряжение, МПа;

        - прибавка к толщине стенки, м.
принимаем равной 10 мм.

Затем определяется максимально допустимое избыточное рабочее давление среды в подогревателе.

, МПа,

где  фактическая толщина стенки корпуса, м.
При поверочном расчете определяется действующее напряжение
, МПа.                      
Приложение А

Библиографический список

1.     Лебедев П.Д. Теплообменные, сушильные и холодильные установки: Учебник для студентов технических вузов. – 2-е изд., переработ.- М. Энергия, 1972. – 320 с.

2.     Шестаков И.В., Шемпелев А.Г. Проектирование рекуперативных теплообменных аппаратов. Методические указания к курсовому проектированию.

3.     Лебедев И.Д., Щукин А.А. Теплоиспользующие установки промышленных предприятий. – М.: Энергия, 1970. – 403 с.

4.     Зингер Н.М. Гидравлические и тепловые режимы теплофикационных систем – 2-е изд. перераб. – М.: Энергоатом издат, 1986. - 320 с.

5.     Шестаков И.В. Теплообменные аппараты и основы моделирования тепловых устройств. Учебное пособие. ВятГТУ, Киров,1997.

6.     Пакет программ "WaterSteamPro", предназначенный для вычислений теплофизических свойств воды и водяного пара в широком диапазоне исходных данных (Copyright © Александров А.А., Очков А.В., Очков В.Ф., Орлов К.А., Московский энергетический институт, 1999 – 2006).