Основи розрахунку рекуперативних теплообмінних апаратів для промислових печей

↑

▷ Содержание

⇐ ПредыдущаяСтр 5 из 8Следующая ⇒

Конструкції теплообмінних апаратів вельми різноманітні, проте існує загальна методика теплотехнічних розрахунків, яку можна застосувати для окремих розрахунків залежно від наявних вихідних даних.

Гріючим теплоносієм є продукти згоряння промислової печі, процес передачі теплоти в рекуперативному теплообміннику стаціонарний (сталий), тобто не змінюється в часі. У цих умовах для визначення необхідної поверхні теплопередачі F рекуперативного теплообмінного апарата можна використовувати відоме рівняння теплового балансу для будь-якої теплової установки (2.1).

Розкриваючи статті приходу і витрат теплоти, записуємо рівняння теплового балансу в загальному вигляді для рекуперативного теплообмінника

,                                     (3.1)

де  - витрата теплоти, яка використана в рекуперативному теплообміннику, / ;

- витрата теплоти, яка корисно використовується (витрата теплоти, передана нагрівному теплоносієві) у рекуперативному теплообміннику, / ;

- витрата теплоти, що втрачається в результаті тепловтрат через зовнішні огородження теплообмінника, / .

Годинна витрата теплоти, яка використовується у рекуперативному теплообміннику, / , визначається за формулою

,                       (3.2)

де V₁ - об'ємна годинна витрата гріючого теплоносія (продуктів згоряння), / ;

, - початкова і кінцева ентальпія гріючого теплоносія, / ;

- середня густина продуктів згоряння при температурі , / ;

- водний еквівалент, / .

Густина продуктів згоряння при нормальних фізичних умовах, кг/м³:

,                                      (3.3)

де - густини i -х компонентів, що входять до складу продуктів згоряння, при нормальних фізичних умовах, / .

,                                     (3.4)

.                                (3.5)

Годинна витрата теплоти, корисно використовуваної в теплообміннику (переданої нагрівному теплоносію), знаходиться за формулою

,                               (3.6)

де  - масова витрата нагрівного теплоносія, / ;

, - початкова і кінцева ентальпія нагрівного теплоносія;

W₂ - водний еквівалент нагрівного теплоносія, / ;

 і  - початкова і кінцева температура нагрівного теплоносія, .

Годинна витрата теплоти на компенсацію тепловтрат у навколишнє середовище через теплоогородження теплообмінника, / :

,                             (3.7)

де  - коефіцієнт корисної дії теплообмінника.

Рівняння теплового балансу для рекуперативних теплообмінників у розгорнутому вигляді буде виглядати наступним чином:

,                            (3.8)

Середня логарифмічна різниця температур гріючого і нагрівного теплоносія Дt_ср обчислюється за формулою:

,                                      (3.9)

де і  - більший і менший температурні напори між первинними і вторинними теплоносіями на кінцях теплообмінника. Залежать від характеру зміни температур теплоносіїв уздовж поверхні теплообміну.

На рисунку представлені графіки зміни температур для трьох можливих співвідношень теплоємностей і масових витрат теплоносіїв.

Величину  називають середнім логарифмічним температурним напором.

Протитокова схема є найбільш ефективною в порівнянні з прямотоковою. Критерієм для оцінки ефективності служить величина середнього температурного напору . У протитоковій схемі вона в багатьох випадках виявляється більшою, ніж у прямотоковій. Отже, необхідна площа поверхні теплопередачі теплообмінника з протитоковою схемою руху рідин буде менша, ніж з прямоточною, значить, за інших рівних умов він буде найбільш компактним, а витрати матеріалу на його виготовлення найменшими.

Визначення коефіцієнта теплосприйняття. Для визначення коефіцієнта теплосприйняття (теплопередачі від газів до стінки трубки теплообмінника)  використовують критеріальні рівняння теплопередачі.

Коефіцієнт теплосприйняття, / , визначається з рівняння:

,                                         (3.10)

де  - критерій Нуссельта;

-коефіцієнт теплопровідності для гріючого теплоносія, / . Визначається за таблицями довідкової літератури в залежно від температури і виду гріючого теплоносія. Для продуктів згоряння газового палива приймається за таблицею додатка В;

- еквівалентний діаметр змоченою теплосприймаючої поверхні трубок, які омиваються гріючим теплоносієм, м. Для теплообмінників з круглими трубками еквівалентний діаметр змоченої теплосприймаючої поверхні дорівнює зовнішньому діаметру трубок теплообмінника:  = .

Критерій Re (Рейнольдса) характеризує режим руху рідини і знаходиться за формулою:

,                                         (3.11)

де - швидкість гріючого теплоносія, м/с;

- еквівалентний діаметр змоченої теплосприймаючої поверхні трубки, що омивається гріючим теплоносієм, м;

- коефіцієнт кінематичної в'язкості гріючого теплоносія, /с.

Критерій Nu (Нуссельта) визначається з наступних умов.

При поперечному омиванні продуктами згоряння коридорних пучків труб з кутом атаки 90°:

при <1 ∙ 10³:

,                         (3.12)

при > 1 ∙ 10³:

,                         (3.13)

де - критерій Re. Визначає течію гріючого теплоносія;

- критерій теплофізичних констант гріючого теплоносія, обчислений при його середній температурі;

- критерій теплофізичних констант гріючого теплоносія, розрахований при середній температурі стінки трубки.

Оскільки в критерій Pr входять лише постійні фізичні величини, що змінюються тільки від виду і температури теплоносія, то його, зазвичай визначають за таблицями довідкової літератури або відповідно до продуктів згоряння газу за таблицею із додатка В в залежності від середньої температури гріючого теплоносія ; для гріючого теплоносія і середньої температури нагрівного теплоносія .

Тепловий потік, що передається від гріючого теплоносія до стінки трубки теплообмінника, / , визначається за формулою:

,                                     (3.14)

де - середньоарифметичний температурний напір, який визначається як напівсума температур гріючого теплоносія на вході і виході з теплообмінника: , ; - середня температура стінки трубки теплообмінника, (знаходиться методом підбору).

Визначення коефіцієнта тепловіддачі. Значення коефіцієнта тепловіддачі від стінок труб до нагрівного теплоносія, / , обчислюється за формулою:

,                                        (3.15)

У зазначених формулах критерій Nu знаходиться для дещо інших умов руху теплоносія. Раніше в формулах для визначення коефіцієнта теплосприйняття критерій Nu обчислювався за умови, що гріючий теплоносій омивав поверхні трубок впоперек, тобто кут атаки дорівнював 90°. При поздовжньому омиванні пучків труб теплообмінник з кутом атаки 0°: при турбулентному режимі руху ≥ 1 ∙ 10⁴:

,                 (3.16)

Тепловий потік, що рухається від стінки труби до нагрівного теплоносія, / , обчислюється за формулою:

,                                    (3.17)

де  - середньоарифметичний температурний напір, . Визначається як півсума температур нагрівного теплоносія на вході і виході з теплообмінника: ;

- середня температура стінки трубки теплообмінника, . Визначається методом підбору.

Після визначення теплових потоків від гріючого теплоносія до стінки труби та від стінки трубки до нагрівного теплоносія необхідно упевнитися в їх рівності, тобто. тепловий потік, який передається від гріючих газів до стінки трубки, повинен бути рівний тепловому потоку, що йде від стінки трубки до нагрівного теплоносія. Якщо в результаті виявляється, що тепловий потік, що йде від гріючого теплоносія до стінки трубки, більше теплового потоку від стінки трубки до нагрівного теплоносія, то необхідно підвищити температуру стінки трубки і виконати розрахунок коефіцієнтів тепловіддачі  і тепло сприйняття  заново. Коефіцієнти  і  вважаються визначеними правильно, якщо дотримується рівність теплових потоків.

,                                        (3.18)

Можна підрахувати кількість труб проектованого теплообмінника, шт., за формулою:

,                                                (3.19)

де F - площа поверхні теплопередачі трубок теплообмінника, ;

- площа поверхні теплопередачі однієї трубки теплообмінника, .

Коефіцієнт теплопередачі k являє собою розрахункову кількісну величину, що характеризує складний теплообмін. Він залежить від коефіцієнта теплосприй, коефіцієнта тепловіддачі, термічного опору стінки і забруднень.

Оскільки товщина стінки труби теплообмінника мала в порівнянні з її діаметром і термічний опір стінки дуже малий, то без великої помилки при визначенні коефіцієнта теплопередачі теплообмінника з круглими трубами, / , можна користуватися рівнянням для плоскої стінки:

,                        (3.20)

де - коефіцієнт теплосприйняття від продуктів згоряння до стінки трубки теплообмінника, / ;

- товщина стінки трубки теплообмінника, м;

- коефіцієнт теплопровідності матеріалу трубок теплообмінника, / ;

- коефіцієнт тепловіддачі від стінки трубок до нагрівного теплоносія, / ;

- термічний опір забруднення, / . Визначається за таблицями довідника. Для водопровідної річкової води = 0,00011 ч 0,00017 / . Для очищеної водопровідної води = 0,000056 / .

Для розрахунків теплообмінників величиною термічного опору стінки трубки  / , / , зазвичай нехтують внаслідок її дуже малого значення, тому формула (3.20) приймає вигляд:

.                                         (3.21)

Рівняння для визначення площі поверхні теплопередачі теплообмінника:

,                          (3.22)

або, що те ж саме,

.                                (3.23)

Познавательные статьи:



Техника нижней прямой подачи мяча

Комплекс физических упражнений для развития мышц плечевого пояса

Стандарт Порядок надевания противочумного костюма

Общеразвивающие упражнения без предметов