Заглавная страница Избранные статьи Случайная статья Познавательные статьи Новые добавления Обратная связь КАТЕГОРИИ: АрхеологияБиология Генетика География Информатика История Логика Маркетинг Математика Менеджмент Механика Педагогика Религия Социология Технологии Физика Философия Финансы Химия Экология ТОП 10 на сайте Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрацииТехника нижней прямой подачи мяча. Франко-прусская война (причины и последствия) Организация работы процедурного кабинета Смысловое и механическое запоминание, их место и роль в усвоении знаний Коммуникативные барьеры и пути их преодоления Обработка изделий медицинского назначения многократного применения Образцы текста публицистического стиля Четыре типа изменения баланса Задачи с ответами для Всероссийской олимпиады по праву Мы поможем в написании ваших работ! ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?
Влияние общества на человека
Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрации Практические работы по географии для 6 класса Организация работы процедурного кабинета Изменения в неживой природе осенью Уборка процедурного кабинета Сольфеджио. Все правила по сольфеджио Балочные системы. Определение реакций опор и моментов защемления |
Тепловий розрахунок рекуперативного теплообмінникаСтр 1 из 3Следующая ⇒
Тепловий розрахунок теплообмінника виконується за етапами в наступній послідовності: - складається рівняння теплового балансу апарата і визначаються невідомі температури; - визначається розрахунковий температурний напір між теплоносіями; - визначається дійсна швидкість руху теплоносіїв; - визначаються коефіцієнти тепловіддачі та теплопередачі; - визначається необхідна площа поверхні нагріву теплообмінника; - вибирається на цьому етапі розрахунку попередньо стандартний теплообмінник і уточнюються значення швидкостей та інших параметрів після розрахунку схеми компановки теплообмінника. Тепловий розрахунок теплообмінника ґрунтується на сумісному вирішенні рівнянь теплового балансу і теплопередачі. Рівняння теплового балансу служить для визначення кількості теплоти, що передається від гарячого теплоносія до холодного теплоносія. З рівняння теплопередачі визначається площа поверхні теплообмінного апарату. 2.1.1. Визначення кінцевої температури гарячого теплоносія 2.1.1.1. Кількість теплоти, що сприймається холодним теплоносієм , (2.1) де - питома об'ємна ізобарна теплоємність холодного теплоносія, середня в інтервалі температур , . Значення питомої об'ємної ізобарної теплоємності будь-якого газу, середньої в заданому інтервалі температур від до
, (2.2)
де , - значення питомої об'ємної теплоємності газу, середньої в інтервалі температур 0 - і 0 - . Значення об'ємної ізобарної теплоємності для різних газів, середньої в інтервалі температур 0 – t, наведені в дод. 5. 2.1.1.2. Температура гарячого теплоносія в кінці апарату , ºС, визначається з рівняння теплового балансу . Отже , (2.3) де , - питома об'ємна ізобарна теплоємність гарячого теплоносія, середня в інтервалі температур . Для визначення приймається, що продуктами горіння палива є суміш газів , та . Теплоємність газової суміші визначається за формулою , (2.4) де - об'ємні частки компонентів газової суміші гарячого теплоносія, - питомі об'ємні теплоємності кожного компонента суміші, які визначаються з дод. 5. Для визначення кожного компоненту продуктів горіння палива за формулою (2.2) слід заздалегідь задатися значенням . При виборі керуються наступним. Наприклад, об’ємна витрата гарячого теплоносія м3/с, а об’ємна витрата холодного теплоносія м3/с, тобто об'ємна витрата гарячого теплоносія на 20% більше, ніж холодного. Отже, можна припустити, що зміна температури гарячого теплоносія повинна бути приблизно на 20% менше, ніж холодного. Якщо температури холодного теплоносія на вході до рекуператора і виході з рекуператора дорівнюють відповідно ºС і ºС, можна визначити, на скільки нагрівся холодний теплоносій: ºС.
Якщо приблизно на 20% менше ніж , то гарячий теплоносій охолодиться приблизно на 260 ºС, тоді за попередніми розрахунками температура гарячого теплоносія на виході з рекуператора буде приблизно
2.1.2. Розрахунок коефіцієнтів тепловіддачі конвекцією при русі теплоносіїв усередині труб і в міжтрубному просторі 2.1.2.1. Середня температура гарячого теплоносія t1, ºС, та Т1, К , . (2.5) 2.1.2.2. Середня температура холодного теплоносія t2, ºС, та Т2, К , . (2.6) 2.1.2.3. Середня дійсна швидкість гарячого теплоносія W1, м/с . (2.7) 2.1.2.4. Середня дійсна швидкість холодного теплоносія W2, м/с . (2.8) Значення фізичних параметрів гарячого теплоносія при його температурі t1, (, м2/с; , ; ) вибирають з таблиці фізичних параметрів, що відносяться до продуктів горіння палива (дод.6). Значення фізичних параметрів холодного теплоносія при його середній температурі t2, (,м2/с; , ; ) вибирають з таблиці фізичних параметрів, що відносяться до сухого повітря (дод.7). 2.1.2.5. Коефіцієнт тепловіддачі конвекцією від гарячого теплоносія до стінки труби визначається за наступною методикою. Число Рейнольдса для потоку гарячого теплоносія . (2.9) Визначальною температурою є середня температура гарячого теплоносія. Визначальний розмір вибирають згідно з такими умовами: - якщо теплоносій рухається усередині труб, то d = dв; - якщо теплоносій обмиває трубний пучок зовні, рухаючись в поперечному напрямі (перехресна течія, двохходова перехресна прямотечія, двохходова перехресна протитечія), то d = dз; - при зовнішньому поздовжньому обмиванні труб в пучку (прямотечія, протитечія) можна вважати, що d = dекв, де dекв - еквівалентний діаметр у поперечному перерізі пучка труб. Його визначають за формулою
, де f – площа поперечного перерізу елементарного каналу, утвореного суміжними трубами, м2; Р –периметр за цим перерізом, м. Після підстановки значень f і Р через задані геометричні параметри одержимо: . (2.10) Коефіцієнт тепловіддачі конвекцією від гарячого теплоносія до стінки труби , , визначається так. Якщо гарячий теплоносій рухається усередині труб або обмиває труби зовні, рухаючись уздовж них, то використовується наступне узагальнене критеріальне рівняння [4]: . (2.11) Визначальною температурою є середня температура рідини t1, а визначальним розміром – внутрішній діаметр dв (якщо середовище рухається усередині труб) або dекв (якщо середовище обмиває труби зовні). При цьому dек в знаходять за (2.10). Числові значення емпіричного коефіцієнта С, та показників ступені m, n вибирають залежно від режиму руху теплоносія: · для ламинарного режиму (Reж <2320) С=0,15; n=0,33; m=0,1; · для турбулентного режиму (Reж >10000) С=0,021; n=0,8; m=0; · для невизначеного режиму (2320< Reж <10000) ; m=0. В останньому випадку показник В вибирають з дод. 8 залежно від значення Reж1 [3]. Значення числа Прандтля при температурі стінки Pr ст для газових середовищ мало відрізняється від Pr ж. Тому можна вважати, що . Температура стінки в цьому випадку ; . (2.12) Число Грасгофа , (2.13) де g – прискорення сили тяжіння, м/с2; d – визначальний розмір, м; β –коефіцієнт теплового об'ємного розширення середовища, 1/К; Δt –різниця середніх температур теплоносія та стінки, ºС. Визначальна температура і визначальний розмір вибираються з урахуванням пояснень до рівняння (2.11). Коефіцієнт об'ємного теплового розширення для газових середовищ розраховується за формулою: , (2.14) де Т1 – середня температура газового середовища, К. При поперечному обмиванні трубного пучка використовується критеріальне рівняння, що відноситься до глибинних рядів пучка труб [4] у вигляді . (2.15) При Reж <103 для обох типів пучків труб необхідно приймати С=0,56; n=0,5. При Reж >103: - для коридорних пучків труб С=0,26; n =0,65; - для шахових пучків труб С =0,41; n =0,60. Визначальною температурою є середня температура середовища, а визначальним розміром – зовнішній діаметр труб dз. За числом Нуссельта знаходять коефіцієнт тепловіддачі конвекцією α1к, : . (2.16) В данному випадку d=dв або d=dекв або d=dз. Значення α1к, середнє для всього пучка, треба визначати з урахуванням значень коефіцієнта тепловіддачі для перших двох рядів труб та числа глибинних рядів. В реальних теплообмінниках кількість глибинних рядів значно більше двох. Тому, нехтуючи деякою похибкою можна припустити, що . Таке припущення прийнятне ще тому, що число глибинних рядів невизначено. Аналогічно визначається коефіцієнт тепловіддачі конвекцією від стінки труби до холодного теплоносія α2k, Вт/(м2·К). Якщо холодний теплоносій рухається усередині труби або, рухаючись в поздовжньому напрямі, обмиває її зовні, то використовується критеріальне рівняння (2.11). Значення С, m, n вибирають залежно від числа Рейнольдса . Визначальною температурою при розрахунках і є середня температура холодного теплоносія t2, а визначальним розміром – внутрішній діаметр dв (якщо теплоносій рухається усередині труб), або dекв (якщо теплоносій обмиває труби зовні). При цьому dекв обчислюють за (2.10).
Якщо холодний теплоносій обмиває труби зовні, рухаючись в поперечному напрямі, використовується критеріальне рівняння (2.15), де значення С і n вибираються залежно від і типу пучка труб. Згідно з одержаним значенням відповідно до (2.16) знаходять коефіцієнт тепловіддачі конвекцією α2к. При цьому λ=λж2; d=dв або d=dекв (при поздовжньому обмиванні пучка труб) і d=dз (при поперечному обмиванні пучка труб). 2.1.3. Розрахунок коефіцієнта тепловіддачі випромінюванням від гарячого теплоносія до стінки труби Одно- та двоатомні гази (Не, N2, О2) практично прозорі (діатермічні) для теплових променів. Трьохатомні гази (СО2, Н2О) мають велику випромінювальну та поглинальну здатність, тобто є випромінювально-вбирними газами. Випромінювання газів має об’ємний характер, тому їх поглинальна здатність залежить від щільності та товщини газового шару. Інтенсивність випромінювання трьохатомних газів СО2, Н2О, як основних компонентів продуктів горіння палива є функцією їх температури, парціальних тисків і , а також ефективної довжини теплових променів l еф в газовому шарі. Коефіцієнт тепловіддачі випромінюванням від гарячого теплоносія до стінки труби α1 в суттєво залежить від величини ε газ. Парціальний тиск випромінюючих газів , (2.17) , (2.18) де Р – тиск суміші газів, МПа. Ефективна довжина променів в газовому шарі, м - якщо гарячий теплоносій рухається усередині труб, то , (2.19) - якщо він рухається в міжтрубному просторі, то . (2.20) Добуток парціального тиску випромінюючих газів на ефективну довжину променя в газовому шарі, МПа∙м , (2.21) . (2.22) Залежно від середньої температури гарячого теплоносія t 1 і добутків парціального тиску PСО2 і PН2О на ефективну довжину променя у випромінюючому шарі l еф визначають міри чорноти цих газів і , для чого використовують графічні залежності. Стосовно СО2 така залежність наведена в дод.9. Значення і β визначають за графіками, які зображені в дод.10. Далі маємо . (2.23)
Тоді, міра чорноти гарячого теплоносія . (2.24) Зведена міра чорноти в системі «газ – труби» , (2.25) де - міра чорноти поверхні труб. Коефіцієнт тепловіддачі випромінюванням від гарячого теплоносія до труби , , (2.26) де С0 – коефіцієнт випромінювання абсолютно чорного тіла, . Температура стінки приймається при розрахунку за (2.12). Надалі уточнюють за значенням Т ст, визначеному розрахунковим шляхом.
При виконанні розрахунків для визначення можна використовувати наближену аналітичну залежність [2] , (2.27) де Кг – коефіцієнт послаблення теплового променя в суміші СО2 і Н2О, . (2.28) Сумарний коефіцієнт тепловіддачі від гарячого теплоносія до стінки труби, . (2.29)
2.1.4. Визначення температур стінок рекуператора з боку гарячого і холодного теплоносіїв , , (2.30) , , (2.31) де F1 – поверхня теплообміну з боку гарячого теплоносія, м2; F2 – поверхня теплообміну з боку холодного теплоносія, м2; δ –товщина стінки труби, м; Fср– умовно середня поверхня стінки, м2. При розрахунку F1, F2, Fср приймається, що довжина труб теплообмінника не впливає на розрахункові значення t ст 1, t ст 2, тому можна прийняти довжину труб рівною 1м. Тоді ; ; . Якщо розрахункове значення t cт 1, яке визначене за (2.30), більш ніж на 10% відрізняється від прийнятого раніше за (2.12) для розрахунку , то його треба уточнити, підставивши в (2.26) знайдене значення t cт 1. Потім уточнюється значення α1в і знову визначаються t cт 1 і t cт 2. 2.1.5. Коефіцієнт теплопередачі К, , крізь стінки металевих труб можна розраховувати за формулами для плоскої стінки, якщо <2: . (2.32)
2.1.6. Середньологарифмічний температурний напір, °С - для прямо- та протитечії: , (2.33) де Δtб та Δtм – різниці між температурами теплоносіїв відповідно на вході в теплообмінник і на виході з нього; - для перехресній і складних схем відносного руху теплоносіїв: , (2.34) де – середньологарифмічний температурний напір для протитечії; εΔt - поправочний коефіцієнт, який визначають із дод.11 в залежності від функцій Р та R: , (2.35) . (2.36)
2.1.7. Площа поверхні теплообміну, м2 . (2.37)
|
||||||||
Последнее изменение этой страницы: 2017-01-26; просмотров: 393; Нарушение авторского права страницы; Мы поможем в написании вашей работы! infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 18.189.22.136 (0.07 с.) |