Курсовая работа: Конструктивный тепловой расчёт вертикального пароводяного подогревателя со свободной нижней решёткой

Примем скорость для воды W₂ = 1,5 м/с; для пара W₁ = 40 м/с.

Re ₂=W ₂•d _в /н ₂= 1,5•1,8•10 ^-2/(0,306 •10 ^-6 )=8,824 •10 ⁴?1·10⁴

Следовательно, течение воды турбулентное, расчет ведем по формуле (Pr ?0,7):

Nu_ж2=0,021•Re₂^0.8 •Pr₂^0.43 •(Pr₂/Pr_c2) ^0.25 ?е;

Где е - поправка на начальный участок; при l/d ? 50 е = 1

Перепад температур по толщине стенки приблизительно 1°С, тогда

t_c2=113,31-1=112,31°C

При t_с2 =112,31°С (таблица 11 Краснощеков) Pr_c2 = 1,57

Nu_ж2 = 0,021·(88240)^0,8·(1,88)^0,43·(1,88/1,57)^0,25·1 =260,77

б₂= 260,77 •68,1 •10 ^-2/(18·10^-3)=9865,8 Вт/(м²°С)

2.5 Коэффициент теплопередачи

Как правило, у труб, применяемых в теплообменных аппаратах, d_n/d_в<1,4. Тогда расчет коэффициента теплопередачи можно вести для плоской стенки с учетом загрязненности поверхностей.

Коэффициент теплопередачи для плоской стенки определяется по формуле

, Вт/(м²*К),

где д_ст =0,001 м толщина стенки трубы, д_н =0,0003 м-толщина слоя накипи.

л_ст =105 Вт/(м К)-коэффициент теплопроводности латуни (материала труб аппарата), л_н =3,49 Вт/(м К)- коэффициент теплопроводности накипи (справ.)

б₁ и б₂ - коэффициенты теплоотдачи соответственно со стороны горячего и холодного теплоносителей, Вт/(м² К),

Средняя плотность теплового потока:

q = k?t =2,893 ·28,24 = 81,70 кВт/м²

Исходя из раздела 11 «Вспомогательное оборудование» п.11.21

СП 89.13330.2016 « Котельные установки» следует :

Число водоподогревателей для систем отопления и вентиляции ( использующих сетевую воду) должно быть не менее двух. Резервные подогреватели не предусматриваются. Поэтому для заданных условий предварительно выбираем два подогревателя сетевой воды ПСВ-200-7-15.

Расход нагреваемой воды 0,5V₂=0,50,1733600=311,4 м³/ч.

При числе ходов Z_m=4 в технической характеристике ПСВ-200-7-15

указан расход нагреваемой воды 400 т/ч, длина трубок Н=3,4 м .

Так как этот аппарат предназначен для работы на паре среднего давления, его номинальная теплопроизводительность , заданная из учета давления пара 0,7 МПа кажется значительной для нашего случая , но при низкотемпературном теплоносителе аппарат должен пропустить значительный расход воды.

Площадь поверхности нагрева одного аппарата в первом приближении:

F = 0,5Q/q = 15000/82,25=182,37 м²

Число трубок на один ход :

m=4•(0,5V₂)/( W₂•р•d₁²)=4•0,50,173/[ 1,5 •3,14 •(1,8 •10 ^-2) ²]=226,73=227

Количество трубок в трубной системе n=4*227=908 шт

По характеристике аппарата примем n=1020 шт ;

поверхность теплообмена F =200 м²

Высота трубок в первом приближении:

Н=F / р •d_cp•n=200/(3,14•1,9•10 ^-2•1020)=3,29 м . Примем Н=3,4 м.

Температура стенок трубок:

t_c1=t _s- (q / б₁ )= 127,43-(81700 /6722)=115,28 °С

t_c2=t _c1- (q•д / л )= 115,28-(81700 •10 ^-3 /105)=114,5 °С

Так как полученные значения величин не совпадают с принятыми, производим повторный расчет,

принимая Н =3,4 м; t_c1=115,28°C ; t_c2=114,5°C.

Расчет б₁:

б₁= Re₁/(?t_c1•HB)

t_c1=115,28°C ; Рr_c1=1,54

?t_c1= 127,43-115,28=12,15°С.

Z = ?t_c1HA =12,153,4·79 = 3263,49

R_e =[ 253+0,069 •(1,39 /1,54) ^0,25 •1,39 ^0,5 •(3263,49-2300)] ^{4 /3} =2274,89

б₁= 2274,89/(12,15•3,4 •8,26·10^-3)=6666,9 Вт/(м²°С)

Расчет б₂:

t_c2=114,5 °C ; Рr_c2=1,54; Re₂=88240.

Nu_ж2 = 0,021·(88240)^0,8·(1,88)^0,43·(1,88/1,54)^0,25·1 =262,0

б₂= 262,0 •68,1 •10 ^-2/(18·10^-3)=9912,3 Вт/(м²°С)

Расчет k:

Средняя плотность теплового потока:

q = k?t =2,887 ·28,24 = 81,53 кВт/м²

Площадь поверхности нагрева во втором приближении:

F = 0,5Q/q = 15000/81,53=183,98184 м²

Температура стенок трубок:

t_c1=t _s- (q / б₁ )= 127,43-(81530 /6666,9)=115,2°С ( было задано115,28°С)

t_c2=t _c1- (q•д / л )= 115,2-(81530 •10 ^-3 /105)=114,42°С ( было задано 114,5 °С)

t_c =0,5*( t_c1+ t_c2)= 0,5*( 115,2+ 114,42)=114,81С

В результате расчета получили:

б₁ = 6667 Вт/(м²·°С);

б₂ = 9912 Вт/(м²·°С);

k = 2887 Вт/(м²·°С);

q = 81,53 кВт/м²;

F = 184м² ;(для одного из двух аппаратов)

Н = 3,4 м - рабочая длина трубки в одном ходе;

L = 3,4*4 = 13,6 м - длина трубки в четырех ходах.

2.6 Компоновочный расчет

Шаг между трубками принимаем равным t = 1,5d_н=1,520=30 мм.

При этом расстояние центров периферийных трубок от края решетки , м, должно удовлетворять условию

Число трубок n=1020 .

Расчетный диаметр корпуса многоходовых аппаратов увеличивается из-за дополнительной площади решетки, не занятой трубками. Это, прежде всего, участки под перегородками в днищах аппарата и в районе разгрузочных шпилек. Тогда диаметр аппарата приближенно может быть определен по формуле:

где t =30 мм- шаг трубной решетки ;

n- число трубок; n_ш- число разгрузочных шпилек ;

наибольшая суммарная длина перегородок в днище аппарата, м

Внутренний диаметр корпуса многоходового аппарата также можно ориентировочно рассчитать по формуле:

где з = 0,6ч0,8 - коэффициент заполнения трубной решетки, равный отношению площади занятой трубами к полной площади решетки в сечении аппарата.

По ГОСТ 9617-76, п.2 ближайший внутренний диаметр аппарата составляет

D_в=1200 мм.

При разработке конструкции аппарата для пропуска половины требуемого расхода принят применительно за основу подогреватель сетевой воды

ПСВ-200-7-15, где 200 м²-поверхность теплообмена , 7 бар-рабочее избыточное давление по пару ; 15 бар- то же, по воде.

Проверим коэффициент K

K=L/D_вн=3,4/1,2= 2,83 , где L=3,4 м -длина трубок для одного хода

Число К должно находиться в пределах.Условие выполняется.

Для насыщенного водяного пара скорость в межтрубном пространстве не проверяется . Исполнение по материалу : корпус Ст3сп; трубки -латунь.

2.7 Определение диаметров подвода теплоносителя

Диаметры патрубков подвода теплоносителя определяют исходя из рассчитанной величины расхода и рекомендуемой скорости потока вещества.

Диаметр патрубка для нагреваемой воды, м:

где V =0,50,173=0,0865 м³/с - расход нагреваемой воды ;

w_в =1,5 м/с - скорость воды,.

мм

Выбираем входной штуцер из бесшовной трубы 325х8 ГОСТ8732-78 ( Ду300)

Диаметр патрубка для пара, м,

где

G_п=G₁=13,86 кг/с -массовый расход пара ;

w_п=65 м/с (не выше 70 м/с для диаметра труб свыше 200 мм ) - принимается для перегретого пара согласно п.10.1.6 СП89.13330 «Котельные установки» приказ №944/пр от 16 декабря 2016 года.

=0,744 м³/кг- удельный объем водяного пара с давлением

Р =0,25 МПа; t=140?.

Выбираем входной штуцер из бесшовной трубы 480х10 ГОСТ8732-78 ( Ду450)

Диаметр патрубка для конденсата, м:

_к=937,4 кг/м³-плотность конденсата водяного пара при t_s;

G_к=G_п=13,86 кг/с -массовый расход конденсата ;

w_к =1,5 м/с- скорость конденсата.

Выбираем выходной штуцер конденсата из бесшовной трубы 159х4,5 ГОСТ8732-78 ( Ду 150).

3. Гидравлический расчет.

Общее падение давления по тракту складывается из потерь давления в элементах аппарата: входных и выходных патрубках, камерах и коллекторах, в трубных пучках и т.п. Для удобства расчета все составляющие полной потери давления условно разделяют на сопротивление трения при проходе жидкости по линейным участкам тракта аппарата и местные сопротивления, обусловленные наличием в теплообменнике локальных препятствий, изменяющих направление, форму и скорость потока жидкости.

Гидравлический расчет теплообменного аппарата необходим для определению потерь давления по тракту каждого теплоносителя от входа в аппарат до выхода из него.

В общем виде полное сопротивление подсчитывается по формуле,

где - сопротивление трения;

- местные сопротивления.

3.1 Расчет гидравлического сопротивления на преодоление сил трения.

Падение напора потока теплоносителя на преодоление сил трения может быть посчитано по формуле:

где =3,44=13,6 м полная длина пути жидкости в аппарате ;

w₂ средняя скорость движения теплоносителя, м/с;

d_в внутренний диаметр труб , м ;

₂-плотность жидкости при средней температуре нагреваемой воды, кг/м³

_тр -коэффициент трения при турбулентном режиме течения жидкости в трубах Re₂=88240>2320.

Смена режимов движения жидкости происходит при критическом значении числа Рейнольдса, которое при решении практических задач по гидравлическому радиусу принимают Re = 580,а по диаметру -Re =2320.

Если число Рейнольдса больше критического значения, то режим движения турбулентный, если меньше - ламинарный.

Для всех турбулентных режимов годится формула Альтшуля

где абсолютная величина неровностей поверхности канала.

Для старых стальных труб, труб, покрытых слоем накипи или ржавчины, величину обычно принимают равной 1,5 мм.

Таким образом

Следовательно =49123 Па=49,12 кПа

Что касается линейного сопротивления трения в межтрубном пространстве, то его определение представляет определенную трудность.

Поэтому проще рассматривать падение давления при омывании трубного пучка как сумму местных сопротивлений прохождения через трубный пучок и огибания перегородок.

3.2 Расчет местных сопротивлений

Местные сопротивления определяются как арифметическая сумма всех сопротивлений. К последним относятся повороты потока, участки огибания перегородок, изменение сечения для прохода жидкости и др., причем каждое местное сопротивление рассматривается отдельно друг от друга, а затем результаты суммируются.

.

Учесть все сопротивления очень трудно, поэтому учитываются только наиболее значимые.

Таким образом для трубного пространства:

1. - сопротивление от внезапного расширения потока при входе в распределительную камеру;

2. - сопротивление поворота потока на 90°;

3. - сопротивление от внезапного сужения потока при входе в трубки теплообменного пучка;

4. - сопротивление от внезапного расширения потока при выходе из трубок в камеру;

5. - сопротивление поворота потока на 180°;

6. - сопротивление от внезапного сужения потока при входе в трубки теплообменного пучка из камеры;

7. - сопротивление от внезапного расширения потока при выходе из трубок в распределительную камеру;

8. - сопротивление поворота потока на 90°;

9. - сопротивление от внезапного сужения потока при входе в выходной патрубок из распределительной камеры.

Сопротивления поворота потока на 90° и 180⁰ окажутся несоизмеримо малыми по сравнению с остальными из-за малой величины скорости потока в этих местах - скорость резкого упадет при расширении потока. Ими можно пренебречь. Таким образом, сумма местных сопротивлений для рассматриваемого случая составит:

.

Сопротивление от внезапного расширения потока при входе в распределительную камеру:

Коэффициент сопротивления при внезапном расширении потока:

где и - большее и меньшее сечение потока соответственно.

=0,153м/с

=73,7Па

Сопротивление от внезапного сужения потока при входе в трубную решетку:

Коэффициент сопротивления при внезапном сужении потока:

где - степень сжатия потока:

=0,57+0,043/(1-F_м/ F_б)= 0,57+0,043/(1-0,26/ 0,5652)=0,649

Сопротивление от внезапного расширения потока при выходе из трубок в камеру:

Коэффициент сопротивления при внезапном расширении потока:

где и - большее и меньшее сечение потока соответственно.

=0,153м/с

=15,5316 Па

Сопротивление от внезапного сужения потока при входе в трубки теплообменного пучка

Сопротивление от внезапного расширения потока при выходе из трубок в сборную камеру:

Коэффициент сопротивления при внезапном расширении потока:

=16 Па

Сопротивление от внезапного сужения потока при входе в выходной патрубок из сборной камеры:

=0,57+0,043/(1-F_м/ F_б)= 0,57+0,043/(1-0,159/ 0,5652)=0,630

=0,544 м/с

=49,17 Па

Таким образом местное сопротивление внутри трубок:

Р_мс=74+316+16+316+16+49=787Па=0,79 кПа

Суммарное падение напора составляет :

Сопротивление в межтрубном пространстве

В межтрубном пространстве происходит конденсация водяного пара, конденсат , который образуется на выходе из межтрубного пространства , самотеком направляется в системы сбора конденсата , состоящие из конденсатных баков с насосами . Следовательно , насос для перекачки теплоносителя подбирать в данном случае не требуется.