Омский государственный технический университет ТЕПЛОМАССООБМЕННОЕ ОБОРУДО

Работа добавлена на сайт samzan.net:

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Омский государственный технический университет»

ТЕПЛОМАССООБМЕННОЕ ОБОРУДОВАНИЕ

ПРОМЫШЛЕННЫХ ПРЕДПРИЯТИЙ

Сборник задач

для самостоятельной и индивидуальной работы студентов

Омск

Издательство ОмГТУ

2008

Составители: ст. преподаватель М.А. Таран, инженер В.В. Лупенцов

Приведены типовые примеры расчётов рекуперативных теплообменных аппаратов, используемых в промышленности.

Методические указания предназначены для студентов, обучающихся по специальностям 140104 «Промышленная теплоэнергетика» и 140101 «Тепловые электрические станции».

Печатается по решению редакционно-издательского совета

Омского государственного технического университета

ТЕПЛООБМЕННЫЕ АППАРАТЫ

Основные методы расчета и расчетные соотношения

Расчет теплообменного аппарата включает тепловой, гидравлический и технико-экономический расчеты. На практике встречаются два случая теплового расчета. Могут быть заданы теплопроизводительность аппарата, теплоносители и их начальные и конечные параметры – требуется определить поверхность нагрева и конструктивные размеры аппарата. Этот случай носит название конструктивного теплового расчета. В другом случае могут быть заданы конструкция и размеры аппарата, теплоносители и их начальные параметры – требуется определить конечные параметры теплоносителей и теплопроизводительность аппарата. Такой расчет называют проверочным.

Конструктивный тепловой расчет состоит в совместном решении уравнений тепловых балансов, определяющих теплопроизводительность аппарата, и уравнений теплопередачи.

Уравнение теплового баланса для аппаратов, работающих без изменения агрегатного состояния теплоносителей:

.

(1.1)

Уравнение теплового баланса для аппаратов, работающих с изменением агрегатного состояния одного из теплоносителей:

.

(1.2)

Уравнение теплового баланса для аппаратов, работающих с изменением агрегатного состояния обоих теплоносителей:

,

(1.3)

где Q – тепловая производительность, кДж/с;  и  – расходы теплоносителей, не изменяющих агрегатное состояние, кг/с;  и  – теплоемкости теплоносителей, кДж/(кгºС);  – начальные и конечные температуры теплоносителей, ºС;  – энтальпия пара, кДж/кг;  – энтальпия конденсата, кДж/кг;  – энтальпия питательной воды, кДж/кг;  – коэффициент, учитывающий потери тепла аппаратом в окружающую среду.

На основе приведенных уравнений определяют расход теплоносителей.

Поверхность нагрева теплообменника определяют из уравнения теплопередачи:

,

(1.4)

где к – коэффициент теплопередачи, кВт/(м2·ºС);  – средний температурный напор, ºС; F – площадь поверхности нагрева, м2.

Средний температурный напор для прямотока и противотока определяется по уравнению

,

(1.5)

где  – наибольшее и наименьшее из  и  значения при противоточной схеме движения теплоносителей;  и  при прямоточной схеме движения теплоносителей.

Средний температурный напор при перекрестном и в других более сложных схемах движения теплоносителей в теплообменном аппарате определяется по уравнению

,

(1.6)

где  – средний температурный напор посчитанный по формуле (1.5) для заданных температур теплоносителей в предположении, что они движутся противотоком;  – поправочный коэффициент, учитывающий влияние на  схемы движения теплоносителей в аппарате. Его определяют по графикам
(рис. 1.1–1.7) или вспомогательным формулам [8, 9], составленным для конкретных схем движения теплоносителей, в зависимости от значений  и .

Рис. 1.1. Зависимость . Перекрестный ток.

Оба теплоносителя перемешиваются

Рис. 1.2. Зависимость . Перекрестный ток.

Оба теплоносителя не перемешиваются

Рис. 1.3. Зависимость . Перекрестный ток.

Перемешивается один теплоноситель

Рис. 1.4. Зависимость . Противоточное включение двух ходов.

Оба теплоносителя перемешиваются

Рис. 1.5. Зависимость . Противоточное включение двух ходов.

Оба теплоносителя не перемешиваются

Рис. 1.6. Зависимость . Прямоточное включение двух ходов

Поверхности теплообмена изготавливаются обычно из тонкостенных труб и пластин, поэтому влиянием их кривизны пренебрегают и для определения коэффициента теплопередачи, как правило, пользуются формулой для плоской стенки:

,

(1.7)

где  и  – коэффициенты теплоотдачи для внутренней и внешней сторон трубки, Вт/(м2·ºС);  – толщина стенки трубки, м;  – коэффициент теплопроводности материала трубки, Вт/(м·ºС);  – термическое сопротивление, учитывающее загрязнение с обеих сторон стенки (накипь, сажа и т.п.),
(м2·ºС)/Вт.

Коэффициенты теплоотдачи рассчитывают по известным формулам из курса тепломассообмена [3, 4, 10]:

.

(1.8)

Кроме того, базовая система уравнений включает уравнения неразрывности для каждого из теплоносителей:

(1.9)

где ρ – плотность теплоносителя, кг/м3; W – скорость теплоносителя, м/с;
f – проходное сечение каналов движения теплоносителя, м2.

Скорости движения теплоносителей определяются в зависимости от типа теплоносителя и рабочего давления среды. Для жидкости 0,5–3 м/с и для газовых рабочих сред 5–12 м/с; иногда допускаются и другие скорости. Скорость теплоносителя и проходные сечения подбираются так, чтобы значения коэффициентов теплоотдачи  были близки, так как при этом размеры поверхности нагрева получаются наименьшими. В случае, когда теплообмен происходит между теплоносителями, из которых один имеет большой, а другой, наоборот, очень малый коэффициент теплоотдачи, необходимо использовать ребристые поверхности. Увеличивая поверхность теплообмена путем ее оребрения со стороны теплоносителя с малым коэффициентом теплоотдачи, тем самым увеличивают количество тепла, передаваемого и со стороны неоребренной поверхности.

При проектировании теплообменного аппарата необходимо также учитывать соотношения, связывающие проходные сечения каналов с линейными размерами теплообменного аппарата.

Гидравлический расчет подогревателя

Гидравлический расчет устанавливает затрату энергии на движение теплоносителей через аппарат.

Гидравлическое сопротивление пароводяных теплообменников (кожухотрубных) по межтрубному пространству, как правило, не определяется, так как его величина вследствие небольших скоростей пара и малой плотности мала.

Полный напор  (Па), необходимый для движения жидкости или газа через теплообменник, определяется по формуле

,

(1.10)

где  – сумма гидравлических потерь на трение, Па;  – сумма потерь напора в местных сопротивлениях, Па;  – сумма потерь напора, обусловленных ускорением потока, Па;  – перепад давления для преодоления гидростатического столба жидкости, Па.

Гидравлические потери на трение в трубах, каналах и при продольном омывании пучка труб теплообменного аппарата определяется по формуле

,

(1.11)

где l – длина труб, м;  – эквивалентный диаметр, м;  – средняя скорость теплоносителя на данном участке, м/с;  – плотность теплоносителя, кг/м3;
– коэффициент сопротивления трения (величина безразмерная).

При изотермическом движении жидкости в гладких трубах и каналах
, а в шероховатых , где δ – средняя высота выступов шероховатости, r – радиус трубы. Значения  и  берутся при средней температуре теплоносителя.

Гидравлические потери давления в местных сопротивлениях (патрубках, крышках, трубных решетках, перегородках, задвижках, вентилях и других элементах теплообменника) определяют по формуле

,

(1.12)

где ξ – коэффициент местного сопротивления, его находят отдельно для каждого элемента теплообменника, затем подсчитывают все , значения которых суммируют.

Потери давления, обусловленные ускорением потока вследствие изменения объема теплоносителя при постоянном сечении канала, определяют по формуле

,

(1.13)

где  и  – плотности газа (кг/м3) и скорости газа (м/с) соответственно во входном и выходном сечениях потока (для капельных жидкостей  ничтожно мало и не принимается в расчет).

Если газовая полость аппарата сообщается с окружающей средой, то величина перепада давления для преодоления гидростатического столба жидкости определяют по формуле

,

(1.14)

где h – расстояние по вертикали между входом и выходом теплоносителя, м;
и  – плотности газа соответственно в аппарате и окружающей среде, кг/м3.

Если теплообменник не сообщается с окружающим воздухом (включен в замкнутую систему), то .

В тепловом проверочном расчете, как правило, используют метод эффективности. В методе эффективности используют характеристики теплообменников в виде зависимостей эффективности аппарата от числа единиц переноса и отношения полных теплоемкостей теплоносителей; их получают из совместного решения уравнений теплового баланса и теплопередачи с учетом формулы для определения среднего температурного напора. Для греющего теплоносителя и для нагреваемого имеем соответственно в общем виде:

,

где ; ;

,

где ; .

Конкретный вид характеристик зависит от схемы движения теплоносителей в аппарате. Для прямотока:

; ;

для противотока:

; .

При фазовых изменениях одного из теплоносителей, например, при конденсации насыщенного пара в парожидкостном подогревателе, ,  и

;

в случае фазовых изменений обоих теплоносителей  и , поэтому использование метода эффективности теряет смысл. Более того, в этом случае температурный напор определяется как разность температур насыщения теплоносителей .

В случае отсутствия точной формулы для расчета эффективности теплообменника можно воспользоваться приближенной зависимостью Ф.Трефни:

,

где  для прямотока,  для противотока. Значения для других схем приведены в таблице. П. 13.

Примеры расчета

Пример 1.1. Рассчитать теплообменник для предварительного подогрева
10 %-го раствора NaОH, поступающего затем на выпаривание. Для нагрева применяется конденсат при температуре  °С ( МПа); расход нагреваемого раствора  кг/ч; начальная температура раствора  °С; конечная температура раствора  °С; расход теплоносителя  кг/ч. Потери теплоты в окружающую среду принять равными нулю. Давление подаваемого раствора равно 0,4 МПа.

Решение. Количество теплоты Q, передаваемое в единицу времени, и конечную температуру конденсата определяем из уравнения теплового баланса

.

Теплоемкость  раствора находим при его средней температуре

°С.

При температуре 67,5 °С теплоемкость раствора  Дж/(кг·К). Теплоемкость воды  Дж/(кг·К).

Тогда количество теплоты Q равно, Вт:

,

а температура  равна, °С:

.

Предварительно выбираем противоточную схему. Средний температурный напор при противотоке равен (см. рис. 1.1), °С:

.

Для определения коэффициентов теплоотдачи и теплопередачи необходимо выбрать геометрические параметры элементов аппарата, теплофизические свойства раствора и воды.

Ввиду возможности загрязнения поверхности теплообмена отложениями раствор пропускаем по трубкам, а конденсат – в межтрубное пространство.

Рис. 1.7. График изменения температур в подогревателе раствора при противотоке

Выбираем трубы Ø  мм, выполненные из стали марки Ст. 20, коэффициент теплопроводности  Вт/(м·К).

Производим определение коэффициента теплоотдачи со стороны раствора. По [9] выбираем скорость раствора  м/с. В первом приближении определим температуру стенки со стороны накипи, °С:

.

Физические параметры раствора при  °С;  Па·с;  Вт/(м·К);  м2/с;  кДж/(кг·К); ;  кг/м3 (см. прил. 2).

Определяем критерий Рейнольдса:

.

Тогда

,

где ,  – длина трубы, мм; d – диаметр трубы, мм. Принимаем длину труб равной 4 м. , тогда  (см. прил. 12).

При  °С .

;
Вт/(м2·К).

Тогда удельный тепловой поток  равен, кВт/м2:

.

Для дальнейшего расчета методом приближений определим коэффициент теплоотдачи со стороны конденсата. Принимаем скорость конденсата равной 1 м/с, по средней температуре конденсата  °С определяем (см. прил. 3, 4):  кг/м3; Вт/(м·К);  м2/с; .

Число Рейнольдса:

.

Определяем из (см. прил. 12) значения коэффициентов ,  в формуле для поперечного обтекания пучка гладких труб:

;
;
Вт/(м2·К).

Если принять, что температура стенки со стороны накипи (межтрубное пространство) также равна 93,9 °С, то тогда удельный тепловой поток  равен, кВт/м2:

.

Сравнивая величины  и , можно сделать вывод, что при приблизительно равных коэффициентах теплоотдачи и температурных напорах (по практическим данным) необходимо задаваться новыми значениями скоростей и делать перерасчеты.

Ориентировочно приняв, что  °С, производим расчеты и сводим их в таблицу 1.

Таблица 1

Результаты расчета теплообмена

Раствор	Конденсат
, м/с			, Вт/(м2·К)	, кВт/м2	, м/с			, Вт/(м2·К)	, кВт/м2
0,9	26694	156,4	4301	111,8	0,5	52100	184,5	5062	113,6
0,8	23728	142,4	3916	101,8	0,4	41680	154,2	4231	110,0
0,7	20762	127,9	3517	91,4	0,3	31260	128,6	3528	91,7
0,6	17796	113,1	3110	80,8	0,2	20840	100,1	2746	71,4
0,5	14830	97,8	2689	69,9	0,1	10420	65,2	1789	46,5
0,4	11864	81,8	2249	58,4	0,09	9378	61,1	1676	43,5

Приняв тепловую проводимость загрязнений со стороны конденсата  Вт/(м2·К) и раствора  Вт/(м2·К), исходя из таблицы, можно оценить коэффициент теплопередачи, Вт/(м2·К):

.

Принимаем коэффициент теплопередачи равным  Вт/(м2·К), тогда площадь теплопередающей поверхности равна, м2:

.

Принимая  м/с, можно определить количество трубок в одном ходе

.

Принимаем .

Общая длина труб, м:

.

Число ходов:

.

Таким образом, на трубной решетке должно быть расположено 80 труб. Размещение труб может производиться ромбическим (по шестиугольникам) методом или по концентрическим окружностям.

Ромбическая разбивка труб при количестве шестиугольников  выгоднее размещения по концентрическим окружностям.

Определим число шестиугольников для размещения труб:

,

т.е. размещение ромбическое (по шестиугольникам) или по окружностям выбирается конструктором.

При разбивке по шестиугольникам площадь трубной решетки для одноходового теплообменника равна, м2:

,

где t – шаг между трубами, который выбирается в пределах .

С учетом монтажного зазора по краю аппарата на перегородке и анкерные связи действительная площадь трубной решетки равна, м2:

;
,

где  – коэффициент загромождения, который равен: для одноходовых 0,8–1,0; для двухходовых 0,7–0,85; для четырехходовых 0,6–0,8.

Принимая  м и учитывая, что теплообменник четырехходовый, рассчитываем , м:

.

Исходя из полученных данных, по [9] выбираем теплообменник типа ТП с характеристиками: диаметр корпуса – 400 мм; число ходов – 4; поверхность теплообмена – 24 м2; длина трубок – 4 м; наружный диаметр трубок – 25 мм; шаг разбивки трубной решетки – 32 мм; количество трубок – 76; площадь сечения межтрубного пространства – 0,089 м2; площадь сечения трубного пространства – 0,026 м2.

Производим уточненный расчет теплообменного аппарата. Для выбранного теплообменника удельный тепловой поток будет равен, кВт/м2:

.

Определяем коэффициент теплоотдачи со стороны раствора. С учетом того, что теплообменник имеет 4 хода, площадь сечения трубного пространства для одного хода будет равна, м2:

.

Критерий Рейнольдса:

м/с.
.

Тогда:

;
Вт/(м2·К).

Определяем коэффициент теплоотдачи со стороны конденсата. Расчет проводим по формуле (см. прил. 12). Так как в межтрубном пространстве расположены сегментные перегородки, коэффициент . Кроме того, учитывая, что при сегментных перегородках свободное сечение должно быть не менее
15–20 % сечения кожуха, принимаем  м2. Скорость конденсата в межтрубном пространстве будет равна:

м/с.
.

Следовательно:

;
Вт/(м2·К).

Согласно полученным данным определим коэффициент теплопередачи, Вт/(м2·К):

.

Тогда:

кВт/м2.

Значения удельных тепловых потоков  и  различаются на 10,2 %, т.е. выбранный теплообменник удовлетворяет исходным данным, так как при инженерных расчетах данное отклонение допустимо.

Пример 1.2. Определить тепловую мощность и конечные температуры теплоносителей для водяного подогревателя, состоящего из двух секций со следующими размерами: диаметр корпуса (кожуха)  мм; длина секции  мм; число труб в секции ; площадь поверхности нагрева секции  м2; площади живых сечений трубок  м2 и межтрубного пространства  м2; диаметр труб  мм; материал труб – латунь. Теплообменник используется для нагрева воды в системе горячего водоснабжения сетевой водой от городской теплосети. Расход сетевой воды  кг/с; её начальная температура  °С; расход холодной воды  кг/с; её начальная температура  °С. Схема движения теплоносителей противоточная.

Решение. Скорость воды в межтрубном пространстве, м/с:

.

Скорость воды в трубах, м/с:

.

Гидравлический диаметр межтрубного пространства, мм:

.

Для расчета коэффициентов теплоотдачи необходимо знать средние температуры теплоносителей. Они неизвестны, поэтому задаемся конечной температурой нагреваемой воды  °С.

Тогда конечная температура сетевой воды, согласно уравнению теплового баланса

,

где  кДж/(кг·К) – теплоемкость воды, а  – коэффициент, учитывающий наличие потерь теплоты в окружающую среду, будет равна, °С:

.

Так как , среднюю температуру сетевой воды принимаем равной среднеарифметической, °С:

.

Средняя температура нагреваемой воды, °С:

.

Коэффициент теплоотдачи от сетевой воды к стенке при

,

получается, Вт/(м2·К):

.

Коэффициент теплоотдачи от стенки к нагреваемой воде при

получается, Вт/(м2·К):

.

Коэффициент теплопередачи с учетом поправочного коэффициента на загрязнение поверхности отложениями  (вместо поправочного коэффициента можно было бы учесть влияние загрязнений с помощью их термических сопротивлений  и , т.е. так же, как в примере 1.1.)

Эффективность при .

.

Тепловая мощность теплообменника, кВт:

.

Температура сетевой воды на выходе из аппарата, °С:

.

Проверяем среднюю температуру греющего носителя, °С:

.

Отличие полученного значения  от ранее принятого не превышает 2 %:

%,

поэтому уточнять ранее выполненные расчеты нет необходимости.

Температура нагреваемой воды на выходе из аппарата, °С:

.

Пример 1.3. Как изменяется тепловая мощность и конечные температуры теплоносителей в теплообменнике «жидкость-жидкость» из примера расчета 1.1, если размеры его поверхности нагрева сократить в два раза путем соответствующего уменьшения длины труб?

Исходные данные для расчета:  кг/ч;  м2;  кг/ч;  °С;  кДж/(кг·К);  кДж/(кг·К);  °С; число ходов в трубном пространстве , в межтрубном – более четырех.

В первом приближении принимаем, что коэффициент теплопередачи остается прежним, т.е.  Вт/(м2·К).

Согласно данным (см. прил. 10) для выбранной схемы течения, являющейся комбинацией двух поперечно-противоточных и двух поперечно-прямоточных схем с большим числом перегородок, принимаем характеристику схемы тока равной . Тогда эффективность теплообменника по нагреваемому потоку может быть рассчитана по формуле:

,

где

;
;
.

Тепловая мощность, кВт:

.

Таким образом, мощность уменьшилась в

.

Конечные температуры теплоносителей, °С:

;
.

Проверка принятого в расчете значения коэффициента теплопередачи.

Средние температуры теплоносителей, °С:

;

.

Теплофизические свойства конденсата при  °С:

кг/м3;  кДж/(кг·К);  Вт/(м·К); ;

м2/с.

Коэффициент теплоотдачи при

получается, Вт/(м2·К):

.

Теплофизические свойства конденсата при  °С:

кг/м3;  кДж/(кг·К);  Вт/(м·К); ;

м2/с.

Коэффициент теплоотдачи при

получается, Вт/(м2·К):

.

Коэффициент теплопередачи, Вт/(м2·К):

.

Отличие от ранее принятого значения коэффициента теплопередачи:

%,

поэтому расчет можно считать законченным.

Пример 1.4. Выполнить проверку теплового расчета пароводяного подогревателя для условий примера 2.2 из [8] с использованием метода эффективности.

Исходные данные для расчета:  м2;  м2;  кг/с;  °С;  кг/с;  °С (пар насыщенный , переохлаждение отсутствует), схема движения теплоносителей – комбинация прямоточно-противоточной и противоточно-прямоточной (). Теплообменник вертикальный. Пар конденсируется на вертикальных трубах, вода проходит внутри труб, число ходов в трубном пространстве . Коэффициент теплопередачи  Вт/(м2·К).

Решение. Число единиц переноса:

;
;
.

Тепловая мощность, Вт:

.

Конечные температуры теплоносителей, °С:

.

Полученные значения тепловой мощности и конечной температуры воды практически совпадают со значениями, заданными в примере 2.2 из [8].

Пример 1.5. Спроектировать аппарат для охлаждения керосина атмосферным воздухом. Исходные данные: расход керосина  кг/ч; его температуры на входе  °С и на выходе из аппарата  °С, давление 0,1 МПа. Температура воздуха до аппарата  °С, за аппаратом  °С.

Для решения поставленной задачи выбираем аппарат воздушного охлаждения (АВО) с поверхностью охлаждения из биметаллических труб с накатными ребрами из дюралюминия (АДIМ) со стальной несущей трубой (Ст. 10)  мм и осевым вентилятором. Геометрические размеры труб: наружный диаметр неоребренной части трубы  мм; наружный диаметр оребрения  мм; высота ребра  мм;  мм;  мм;  мм – его толщины: средняя, у основания и вершины;  мм – шаг оребрения. Активная длина оребренных труб  мм. Размещение труб в пучке шахматное с поперечным и продольными шагами  мм;  мм. Диагональный шаг  мм. Секции шестиходовые (по потоку керосина) с количеством труб в ходах:  и т.д., всего 141 труба в секции. Количество продольных рядов труб ; количество поперечных рядов труб . Количество секций .

Теплофизические свойства керосина при средней температуре, °С:

.

кДж/(кг·К);  кг/м3;  Вт/(м·К); ;

м2/с.

Теплофизические свойства воздуха (см. прил. 5) при средней температуре, °С:

и давлении 760 мм рт. ст.:

кДж/(кг·К);  кг/м3;  Вт/(м·К);

м2/с.

При нормальных условиях ( °С,  мм рт. ст.):

кг/м3;  м2/с.

Скорость керосина в трубах при последовательном включении секций, м/с:

.

Полученное значение скорости лежит в допустимых пределах (0,5–3,0 м/с).

Фронтальное сечение секции по воздуху с учетом поджатия потока боковыми стенками корпуса (учитывается введением поправочного коэффициента 0,978), м2:

.

Расход воздуха через аппарат, м/с:

.

Коэффициент загромождения сечения оребренными трубами:

.

Скорость воздуха в узком сечении, м/с:

.

Полученное значение скорости соответствует допустимым значениям (3–15 м/с).

Требуемая тепловая мощность аппарата, кВт:

.

Средний температурный напор, °С:

,

где  при

;
.

Геометрические характеристики оребренной поверхности:

число ребер на 1 м длины трубы:

;

площадь поверхности торцов ребер на 1 м длины трубы, м2/м:

;

площадь боковой поверхности ребер на 1 м длины трубы, м2/м:

;

площадь поверхности ребер на 1 м длины трубы, м2/м:

;

площадь межреберных участков поверхности трубы на 1 м её длины, м2/м:

;

полная наружная поверхность оребренной трубы на 1 м её длины, м2/м:

;

характерная длина ребристой трубы в поперечном потоке воздуха, мм:

;

коэффициент оребрения:

;

коэффициент теплоотдачи керосина при числе Рейнольдса

получается, Вт/(м2·К):

.
,

где  при  и  – число Прандтля керосина при температуре стенки на внутренней поверхности трубы, которую в первом приближении примем равной, °С ,

.

Конвективный коэффициент теплоотдачи воздуха (нужно рассчитать  по формуле из приложения 12 и сравнить с результатом, полученным по использованной здесь формуле) при

получается, Вт/(м2·К):

.
.

Эффективность ребер при

;
;
.

Выбираем по номограмме (рис. 2.22. [8]) .

Коэффициент неравномерности теплоотдачи по высоте ребра:

.

Приведенный коэффициент теплоотдачи воздуха, Вт/(м2·К):

.

Коэффициент теплопередачи, отнесенный к наружной площади поверхности оребренной трубы, Вт/(м2·К):

.
,

где ; ;  и  – толщины стальной трубы и алюминиевой оболочки у основания ребер;  – площадь поверхности в зоне контакта двух металлов ;  мм;  – контактное термическое сопротивление.  (м2·К/Вт).

Расчетная площадь поверхности теплообмена, м2:

.

Установленная площадь поверхности при длине труб 4 м, количество секций  и количество труб в секции , м2:

.

Коэффициент запаса поверхности:

.

Уточнение температуры внутренней поверхности труб, °С:

.

Отличие полученного значения  от ранее принятого равно 1,3 °С, поэтому уточнять расчет  нет необходимости. Рекомендуемый коэффициент запаса поверхности теплообменника 1,15–1,25, поэтому вместо шестирядных секций попробуем использовать четырехрядные.

В этом случае установленная площадь поверхности, м2:

.

Коэффициент теплоотдачи керосина увеличится (вследствие роста скорости керосина в  раза) в  раза.

Коэффициент теплопередачи составит, Вт/(м2·К):

.

Тогда расчетная площадь поверхности теплообмена составит, м2:

.

Коэффициент запаса поверхности:

.

Уточнение температуры внутренней поверхности труб, °С:

,

т.е. отличается от принятой ранее на  °С.

Потери напора воздуха в аппарате на трение и местные сопротивления при

составят (см. табл. П. 14), Па:

.
,

где  – число рядов труб по ходу воздуха;  – поправочный коэффициент на влияние числа рядов труб;  – поправочный коэффициент на влияние угла атаки потока (при поперечном обтекании  °С;  – эквивалентный диаметр узкого сечения, мм:

.

Мощность на валу вентилятора с учетом коэффициента запаса мощности 1,1, кВт:

.

Потери напора от ускорения потока, Па

;
.

Общие потери напора в аппарате, Па:

.

Мощность на валу вентилятора с учетом коэффициента запаса мощности  1,05–1,2 (принимаем  и КПД вентилятора ). Мощность равна, кВт:

.

По каталогу АВО выбираем асинхронный двигатель ВА082-6 с номинальной мощностью 40 кВт и частотой вращения 16,33 с-1.

Гидравлический расчет

Потери на трение в трубках при , скорости керосина  м/с и коэффициенте трения для новых сварных стальных труб (см. [8, 10]):

;
Па.

Местные потери напора (с учетом коэффициентов местных сопротивлений  – при входе в камеру;  – при входе в трубы с острыми кромками;  – на выходе из труб;  – при повороте потока на 180 ° между ходами;  – при выходе керосина из камеры;  – при повороте на 180 ° между секциями), Па:

;
.

Общие потери напора, Па:

.

Требуемая мощность на валу насоса при КПД насоса , кВт:

.

Пример 1.6. Рассчитать пароводяной подогреватель вертикального типа для подогрева воды системы отопления цехов производственных помещений при следующих условиях: давление воды  МПа; температура воды на входе  °С; температура воды на выходе  °С; расход воды  м3/ч; давление греющего пара  МПа; температура греющего пара  °С.

Решение. При заданном давлении пара  МПа температура насыщения  °С, т.е. пар поступает в подогреватель перегретым, поэтому имеем две зоны теплообмена: 1-я зона – охлаждение пара от  °С до  °С; 2-я зона – конденсация насыщенного пара на вертикальных трубах.

Считаем, что переохлаждения конденсата нет. Расчет поверхности теплообмена проводим отдельно для каждой зоны (рис. 1.8).

Рис. 1.8. Изменение температуры теплоносителей в пароводяном подогревателе

Конструктивный тепловой расчет подогревателя

Количество теплоты, переданной паром воде, составит:

;
,

где  – количество теплоты, передаваемой в 1-ой зоне, кВт;  – расход пара, кг/с;  – средняя теплоемкость пара, кДж/(кг·°С);  – температура пара на входе, °С;  – температура насыщения пара, °С;  – количество теплоты, передаваемое во 2-ой зоне, кВт;  – скрытая теплота парообразования, кДж/кг.

Из уравнения теплового баланса определяем расход пара:

.

Определяем параметры теплоносителей при средних температурах воды и пара.

Вода:

°С.

При этой температуре

кДж/(кг·°С);  м3/кг;  м2/с.

Пар:

°С.

При этой температуре

кДж/(кг·°С) (при  МПа);  кДж/кг (по ).

Тогда количество теплоты, переданной паром воде, кВт:

.

Расход пара, кг/с:

.

Для расчета коэффициентов теплоотдачи необходимо выбрать геометрические размеры элементов аппарата. Вода движется по трубкам, а пар поступает в межтрубное пространство.

Выбираем латунные трубки диаметром  с толщиной стенки  м и высотой  м. Скорость воды в трубках  м/с.

Определяем коэффициент теплоотдачи от внутренней поверхности стенки трубки к воде – :

,

т.е. режим течения воды турбулентный.

Для турбулентного режима:

.

При  °С имеем ;  Вт/(м·К). Считаем , т.е. . Тогда

.

Отсюда получается, Вт/(м2·К):

.

Определяем количество трубок, шт:

.

Принимаем: шаг между трубками  мм, кольцевой зазор между крайними трубками и корпусом аппарата  мм.

Из приложения 9 по  шт. находим

.

Откуда диаметр трубной решетки, мм:

.

Внутренний диаметр корпуса  составит, м:

.

Рассчитываем поверхность теплообмена по зонам.

I зона:

Определяем скорость пара в межтрубном пространстве:

,

где  – площадь межтрубного пространства для прохода пара, м2.

,

при  °С и  МПа, определяем  м3/кг.

Тогда скорость пара, м/с:

.

Для определения коэффициента теплоотдачи от пара к трубе необходимо определить эквивалентный диаметр:

,

где U – смоченный периметр, м.

Определим смоченный периметр, м:

.

Тогда эквивалентный диаметр, м:

.

При  и  находим свойства пара:

м2/с; ;  Вт/(м·К).

Принимаем толщину накипи  мм,  Вт/(м·К).

Для латуни  Вт/(м·°С).

Отсюда коэффициент теплопередачи составит, Вт/(м2·К):

.

Поверхность теплообмена первой зоны составит, м2:

.

II зона

Будем считать, что в этой зоне коэффициент теплоотдачи от внутренней стенки трубки к жидкости равен коэффициенту теплоотдачи в I зоне, т.е.  Вт/(м2·К). Это допустимо, т.к. свойства воды во II зоне мало отличаются от свойств воды в I зоне.

Определим коэффициент теплопередачи для II зоны  графоаналитическим методом. Для этого предварительно находим для различных участков перехода теплоты зависимость между удельным тепловым потоком q и перепадом температур .

Передача теплоты от пара к стенке. Удельный тепловой поток определяем по формуле

,

где

,
,

где  – безразмерный коэффициент.

Тогда

.

Отсюда

.
Вт/(м2·°С).

Из уравнения теплового баланса для I зоны определим температуру , по которой идет нагрев в I зоне:

.

Откуда температура равна, °С:

.

Средняя логарифмическая разность температур для I зоны составит, °С:

,

где  °С,  °С.

Так как толщина стенки трубок мала , расчет коэффициента теплопередачи можно производить по формуле для плоской стенки

.

Задавшись рядом значений , вычисляем при  соответствующие им величины и  и сводим их в таблицу 2.

Таблица 2

15	7,62	88855,73
25	11,18	130334,18
50	18,80	219201,56
60	21,56	251342,11
70	24,20	282130,36
80	26,75	311341,42
90	29,22	340642,01

Строим кривую , показанную на рисунке 1.9.

Рис. 1.9. Графики зависимостей  и

Передача теплоты через стенку

Для латунной стенки  Вт/(м·°С), при этом

Вт/м2,

т.е. связь между  и  изображается графически прямой линией. Задавшись двумя значениями , наносим эту прямую на график (рис. 1.9).

5	523350
10	1046700

Передача теплоты через накипь

Вт/м2.

Задавшись несколькими значениями , определяем  и наносим эту прямую на график (рис. 1.9).

20	348900
30	523350
40	697800

Передача теплоты от накипи к воде

Вт/м2.

Задавшись несколькими значениями , определяем  и наносим эту прямую на график (рис. 1.9).

30	2628664
40	350488,5

Складываем ординаты четырех зависимостей, строим суммарную кривую температурных перепадов.

Для определения значения  необходимо рассчитать средний температурный напор для II зоны, °С:

,

где  °С,

°С.

На оси ординат из точки, соответствующей , проводим прямую, параллельную оси абсцисс, до пересечения с суммарной кривой. Из точки пересечения опускаем перпендикуляр на ось абсцисс и находим значения  Вт/м2.

Определяем коэффициент теплопередачи для второй зоны, Вт/(м2·К):

.

Поверхность теплообмена второй зоны составит, м2:

.

Суммарная поверхность теплообмена составит, м2:

.

Определяем длину трубок, м:

,

где  мм.

Специалисты не рекомендуют устанавливать трубки длиной более 4 м. Следовательно, необходимо уменьшить длину трубок.

Для этого сделаем подогреватель двухходовым. Тогда общее число трубок составит  шт, . Отсюда  мм.

Диаметр аппарата составит

.

Сделаем повторный расчет. Так как расчеты аналогичны приведенным выше, то пояснения не приводятся.

Определяем поверхность нагрева

I зона

Определим площадь межтрубного пространства для прохода пара, м2:

.

Определяем скорость пара в межтрубном пространстве, м/с:

.

Определим смоченный периметр, м:

.

Тогда эквивалентный диаметр, м:

.
.

Отсюда

.
Вт/(м2·К).

Без изменения остаются значения  °С и °С;  Вт/(м2·К).

Следовательно, коэффициент теплопередачи составит, Вт/(м2·К):

.

Поверхность теплообмена первой зоны составит, м2:

.

II зона

Принимаем длину труб  м.

Теплоотдача от пара к стенке  Вт/м2.

15	7,622	105667,86
25	11,18	154994,32
50	18,80	260676,05
60	21,56	298897,82
70	24,20	335511,41
80	26,75	370849,56
90	29,22	405092,49

Передача теплоты через стенку  Вт/м2.

Передача теплоты через слой накипи  Вт/м2.

Передача теплоты от накипи к воде  Вт/м2.

Из графика определяем  Вт/м2.

Определяем коэффициент теплопередачи для второй зоны, Вт/(м2·К):

.

Поверхность теплообмена второй зоны составит, м2:

.

Суммарная поверхность теплообмена составит, м2:

.

Определяем длину трубок, м:

.

Принимаем длину трубок  м.

Гидравлический расчет подогревателя

Полный напор , необходимый для движения жидкости или газа через теплообменник, определяется по формуле

,

где  – сумма гидравлических потерь на трение;  – сумма потерь напора в местных сопротивлениях;  – сумма потерь напора, обусловленных ускорением потока;  – перепад давления для преодоления гидростатического столба жидкости.

В случае рассматриваемого примера расчета пароводяного подогревателя полный напор, необходимый для движения воды через аппарат, составит

,

т.к.  и .

Коэффициент сопротивления трения для чистых латунных трубок можно рассчитать по формуле

.

Значения критерия Рейнольдса, рассчитанное ранее, составляет .

Тогда коэффициент сопротивления трения равен:

.

В результате гидравлические потери на трение в каналах при продольном омывании пучка труб теплообменного аппарата составят, Па:

,

где  кг/м3 – плотность воды при  и  МПа.

Потери давления в подогревателе определяем с учетом дополнительных потерь от шероховатости в результате загрязнений труб и потерь от местных сопротивлений. По таблице П. 18 находим значения коэффициентов местных сопротивлений.

Вход в камеру	1,5
Вход в трубки	1,0
Выход из трубок	1,0
Поворот на 180 °	2,5
Выход из камеры	1,5

Принимаем скорость воды в патрубках  м/с. В случае рассчитанного подогревателя для чистых латунных труб коэффициент загрязнения принимаем .

Тогда сумма потерь давления в местных сопротивлениях составит, Па:

.

Потери давления в подогревателе составят, Па:

.

Мощность, необходимая для перемещения воды через подогреватель (т.е. мощность на валу насоса), определяется по формуле

,

где  – объемный расход жидкости, м3/с; η – КПД насоса.

Тогда мощность, необходимая для перемещения воды через подогреватель, составит, кВт:

.

Определение размеров патрубков

а) для воды (входной и выходной патрубки):

площадь составит, м2:

;

диаметр, см:

,

при условии, что толщина стенок  мм;

б) патрубок для входа пара:

Принимаем скорость пара в патрубке  м/с. При средней температуре пара  кг/м3

площадь составит, м2:

;

диаметр, см:

,

при условии, что толщина стенок  мм;

в) патрубок для выхода конденсата:

Принимаем скорость конденсата в патрубке  м/с,

площадь составит, м2:

,

где  кг/м3 при  °С;

диаметр, см:

,

при условии, что толщина стенок  см;

г) патрубок для откачки воздуха (принимаем расход воздуха  кг/с; скорость воздуха  м/с:

площадь составит, м2:

,

где  кг/м3 при  °С;

диаметр, см:

,

при условии, что толщина стенок  см.

Обобщение результатов расчета

В результате проведенных расчетов разработан подогреватель, имеющий следующие характеристики.

Расход воды – 504 м3/ч или 0,14 м3/с.

Расход греющего пара – 9,3591 кг/с.

Температура:

воды на входе – 50 °С;

воды на выходе – 90 °С;

пара на входе – 180 °С ( МПа);

конденсата – 158,08 °С.

Размеры подогревателя:

внутренний диаметр корпуса – 880 мм;

толщина стенок корпуса – 10 мм;

высота трубок – 2 000 мм.

Число ходов – 2.

Число трубок – 734 шт.

Поверхность нагрева – 85,116 м2.

Необходимая мощность насоса – не менее 2,928 кВт.

Пример 1.7. Определить коэффициент теплопередачи для ребристого воздухоохладителя при следующих условиях: расположение трубок в пучке – шахматное; скорость воздуха между ребрами  м/с; диаметр трубки  мм; материал трубок – латунь с  Вт/(м·°С); наружный диаметр ребер  мм; толщина ребер  мм; теплопроводность ребер  Вт/(м·°С); шаг ребер  мм; средняя температура охлаждающей воды  °С; средняя температура горячего воздуха  °С.

Решение. Коэффициент теплоотдачи от воздуха к внешней поверхности, свободной от ребер, определяется по формуле

.

При температуре воздуха 50 °С

Вт/(м·°С) и  м2/с.

По заданной конструкции аппарата ; ;  мм.

Подставив найденные значения в формулу, получим, Вт/(м2·°С):

.

Расчетный или приведенный коэффициент теплоотдачи определяется по формуле, Вт/(м2·°С)

.

Число ребер на 1 м длины трубки равно, шт:

.

Поверхность ребер, м2/м:

.

Поверхность 1 м длины трубы, свободная от ребер, м2/м:

.

Полная внешняя ребристая поверхность, м2/м

.

Поправочный коэффициент:

.

Предварительно находим:

;
;
.

По значениям из рисунка 1.10 находим, что коэффициент , поэтому

.

Рис. 1.10. График для определения коэффициента  в тепловом расчете
поверхности с круглыми ребрами

Подставив найденные значения в формулу, получим, Вт/(м2·°С):

.

Коэффициент теплоотдачи от стенки к воде, Вт/(м2·°С):

.

Коэффициент А взят из таблицы 3 при средней температуре воды 26 °С.

Таблица 3

Температура t, °С	А	Температура t, °С	А
	для воды	для воздуха		для воды	для воздуха
20	2000	3,3	110	3400	2,88
30	2100	3,24	120	3500	2,80
40	2400	3,21	130	3600	2,78
50	2600	3,14	140	3780	2,77
60	2700	3,11	150	3850	2,75
70	2850	3,06	160	3920	2,73
80	3000	3,02	170	4000	2,67
90	3100	3,01	180	4100	2,64
100	3300	2,90

Определяем коэффициент теплопередачи для чистой ребристой трубки, отнесенной к ребристой поверхности по формуле

,

где  – полная внешняя ребристая поверхность, равная (из предыдущих расчетов) 0,88 м2/м, и  м2/м – внутренняя поверхность трубы.

Коэффициент оребрения:

.

Подставив найденные значения в формулу, получим, Вт/(м2·°С):

.

Коэффициент теплоотдачи для чистой ребристой трубки, отнесенный к внутренней поверхности, Вт/(м2·°С):

.

Задания

Задание 1. В теплообменном аппарате температура первичного теплоносителя на входе , а на выходе , температуры вторичного теплоносителя соответственно  и . Определить средний температурный напор при прямотоке и противотоке.

Данные	Варианты
	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
, °С	110	115	120	125	130	135	140	145	150	155
, °С	80	80	80	85	85	85	90	90	90	95
, °С	15	15	15	15	20	20	20	20	25	25
, °С	70	70	70	70	70	70	75	75	75	75

Данные	Варианты
	11	12	13	14	15	16	17	18	19	20
, °С	160	165	170	175	180	185	190	195	200	205
, °С	95	95	100	100	100	105	105	105	110	110
, °С	15	15	15	15	20	20	20	20	25	25
, °С	75	80	80	80	80	90	90	90	90	90

Задание 2. В теплообменном аппарате горячий поток охлаждается с  до , холодный поток при этом нагревается от  до . Определить среднюю логарифмическую разность температур, когда потоки движутся противоточно, прямоточно и перекрестно.

Данные	Варианты
	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
, °С	180	185	190	195	200	180	185	190	195	200
, °С	60	70	80	90	100	60	70	80	90	100
, °С	10	10	10	10	10	15	15	15	15	15
, °С	50	55	60	65	70	50	55	60	65	70
сх. движ	рис1.1	рис1.2	рис1.3	рис1.4	рис1.5	рис1.6	рис1.1	рис1.2	рис1.3	рис1.4

Данные	Варианты
	11	12	13	14	15	16	17	18	19	20
, °С	180	185	190	195	200	180	185	190	195	200
, °С	60	70	80	90	100	60	70	80	90	100
, °С	20	20	20	20	20	25	25	25	25	25
, °С	50	55	60	65	70	50	55	60	65	70
сх. движ	рис1.5	рис1.6	рис1.1	рис1.2	рис1.3	рис1.4	рис1.5	рис1.6	рис1.1	рис1.2

Задание 3. В трубчатом пароводяном теплообменнике сухой насыщенный пар при давлении 0,4 МПа конденсируется на внешней поверхности труб. Вода, движущаяся по трубам, нагревается от  до . Определить среднелогарифмический температурный напор в этом теплообменнике.

Данные	Варианты
	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
р, МПа	0,4	0,45	0,5	0,55	0,6	0,65	0,7	0,75	0,8	0,85
, °С	20	22	24	26	28	30	32	34	36	38
, °С	60	65	70	75	80	85	90	60	70	80

Данные	Варианты
	11	12	13	14	15	16	17	18	19	20
р, МПа	0,4	0,45	0,5	0,55	0,6	0,65	0,7	0,75	0,8	0,85
, °С	10	12	14	16	18	20	22	24	26	28
, °С	60	65	70	75	80	85	60	65	70	75

Задание 4. Определить расход пара в пароводяном теплообменнике, рассмотренном в задании 3, если расход воды . Считать, что переохлаждение конденсата отсутствует.

Данные	Варианты
	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
, т/ч	5	5	5	5	5	7	7	7	7	7

Данные	Варианты
	11	12	13	14	15	16	17	18	19	20
, т/ч	9	9	9	9	9	11	11	11	11	11

Задание 5. Как изменится среднелогарифмический температурный напор и расход пара для условий заданий 3 и 4, если давление пара повысить до 1,2 МПа

Задание 6. Рассчитать теплообменник для предварительного подогрева
10 %-го раствора NaОH, поступающего затем на выпаривание. Для нагрева применяется конденсат при температуре  °С ( МПа); расход нагреваемого раствора  кг/ч; начальная температура раствора  °С; конечная температура раствора  °С; расход теплоносителя  кг/ч. Потери теплоты в окружающую среду принять равным нулю. Давление подаваемого раствора равно 0,4 МПа.

Данные	Варианты
	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
, °С	140	145	150	155	160	165	140	145	150	155
, т/ч	15	16	17	18	19	20	15	16	17	18
, °С	20	20	20	20	20	25	25	25	25	25
, °С	100	100	100	100	100	110	110	110	110	110
Данные	Варианты
	11	12	13	14	15	16	17	18	19	20
, °С	160	165	170	175	180	185	190	195	200	205
, т/ч	19	20	15	16	17	18	19	20	15	16
, °С	30	30	30	30	30	35	35	35	35	35
, °С	120	120	120	120	120	130	130	130	130	130

Задание 7. Определить тепловую мощность и конечные температуры теплоносителей для водяного подогревателя, состоящего из двух секций со следующими размерами: диаметр корпуса (кожуха)  мм; длина секции  мм; число труб в секции ; площадь поверхности нагрева секции  м2; площади живых сечений трубок  м2 и межтрубного пространства  м2; диаметр труб  мм; материал труб – латунь. Теплообменник используется для нагрева воды в системе горячего водоснабжения сетевой водой от городской теплосети. Расход сетевой воды  кг/с; её начальная температура  °С; расход холодной воды  кг/с; её начальная температура  °С. Схема движения теплоносителей противоточная.

Данные	Варианты
	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
, °С	100	110	115	120	125	100	110	115	120	125
, кг/с	4,0	4,0	4,0	4,0	4,0	5,0	5,0	5,0	5,0	5,0
, °С	5	5	5	5	5	10	10	10	10	10
, кг/с	2,5	2,5	2,5	2,5	2,5	3	3	3	3	3

Данные	Варианты
	11	12	13	14	15	16	17	18	19	20
, °С	100	110	115	120	125	100	110	115	120	125
, кг/с	6,0	6,0	6,0	6,0	6,0	7,0	7,0	7,0	7,0	7,0
, °С	5	5	5	5	5	10	10	10	10	10
, кг/с	3,5	3,5	3,5	3,5	3,5	4	4	4	4	4

Задание 8. Как изменяется тепловая мощность и конечные температуры теплоносителей в теплообменнике «жидкость-жидкость» из примера расчета 1.1, если размеры его поверхности нагрева сократить в два раза путем соответствующего уменьшения длины труб?

Исходные данные для расчета:  кг/ч;  °С;  м2;  кг/ч;  °С;  кДж/(кг·К);  кДж/(кг·К); число ходов в трубном пространстве , в межтрубном – более четырех.

Задание 9. Выполнить проверку теплового расчета пароводяного подогревателя для условий примера 2.2 из [8] с использованием метода эффективности.

Исходные данные для расчета:  м2;  м2;  кг/с;  °С;  кг/с;  °С (пар насыщенный , переохлаждение отсутствует), схема движения теплоносителей – комбинация прямоточно-противоточной и противоточно-прямоточной (). Теплообменник вертикальный. Пар конденсируется на вертикальных трубах, вода проходит внутри труб, число ходов в трубном пространстве . Коэффициент теплопередачи  Вт/(м2·К).

Данные	Варианты
	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
, °С	40	45	50	55	60	65	70	75	80	85
, кг/с	100	100	100	105	105	105	110	110	110	115
, °С	120	120	120	120	120	130	130	130	130	130
, кг/с	10	10	10	10	10	11	11	11	11	11

Данные	Варианты
	11	12	13	14	15	16	17	18	19	20
, °С	40	45	50	55	60	65	70	75	80	85
, кг/с	115	115	120	120	120	125	125	125	130	130
, °С	135	135	135	135	135	140	140	140	140	140
, кг/с	12	12	12	12	12	13	13	13	13	13

Задание 10. Спроектировать аппарат для охлаждения керосина атмосферным воздухом. Исходные данные: расход керосина  кг/ч; его температуры на входе  °С и на выходе из аппарата  °С, давление 0,1 МПа. Температура воздуха до аппарата  °С, за аппаратом  °С.

Данные	Варианты
	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
, °С	100	105	110	115	120	125	130	135	140	145
, °С	30	30	30	35	35	35	40	40	40	45
, °С	-10	-10	-10	-10	-10	-15	-15	-15	-15	-15
, °С	-30	-30	-30	-30	-30	-40	-40	-40	-40	-40
, т/ч	30	30	30	40	40	40	30	30	30	40

Данные	Варианты
	11	12	13	14	15	16	17	18	19	20
, °С	100	105	110	115	120	125	130	135	140	145
, °С	45	45	40	40	40	35	35	35	30	30
, °С	-20	-20	-20	-20	-20	-25	-25	-25	-25	-25
, °С	-45	-45	-45	-45	-45	-50	-50	-50	-50	-50
, т/ч	40	40	30	30	30	40	40	40	30	30

Задание 11. Определить коэффициент теплопередачи для ребристого воздухоохладителя при следующих условиях: расположение трубок в пучке – шахматное; скорость воздуха между ребрами  м/с; диаметр трубки  мм; материал трубок – латунь с  Вт/(м·°С); наружный диаметр ребер  мм; толщина ребер  мм; теплопроводность ребер  Вт/(м·°С); шаг ребер  мм; средняя температура охлаждающей воды  °С; средняя температура горячего воздуха  °С.

Данные	Варианты
	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
, °С	20	25	30	35	40	20	25	30	35	40
, °С	40	50	60	70	80	40	50	60	70	80
, м/с	4	4,5	5	5,5	6	6,5	7	7,5	8	8,5
Расп. труб	шахм	шахм	шахм	шахм	шахм	шахм	шахм	шахм	шахм	шахм

Данные	Варианты
	11	12	13	14	15	16	17	18	19	20
, °С	20	25	30	35	40	20	25	30	35	40
, °С	40	50	60	70	80	40	50	60	70	80
, м/с	4	4,5	5	5,5	6	6,5	7	7,5	8	8,5
Расп. труб	кор	кор	кор	кор	кор	кор	кор	кор	кор	кор

Приложение 1

Ориентировочные значения тепловой проводимости отложений (накипи)

, Вт/(м2·К) [9]

Теплоноситель	Тепловая проводимость
Вода:
дистиллированная	11000
морская	6000–100001
очищенная и умягченная	3000–60001
озерная, колодезная, водопроводная	3000–60001
Речная чистая:
м/с	1800–30001
м/с	3000–50001
Воздух	3000
Нефтепродукты	1200
Нефтепродукты чистые, масло, органические теплоносители, жидкие хладагенты (, хладоны и др.)	5000
Пар водяной	11000
Пар водяной с примесями масла	6000
Пары органических веществ	11000

Примечание. 1 – меньшие величины соответствуют температурам выше 50 °С; , где  – коэффициент теплопроводности отложений;  – их толщина.

Приложение 2

Физические свойства раствора NaOH в воде [9]

Плотность , кг/м3

Концентрация раствора, %	При температуре, °С
	0	20	40	60	80	100	120
10	1117	1109	1100	1089	1077	1064	1049
20	1230	1219	1208	1196	1183	1170	1155
30	1340	1328	1316	1303	1289	1276	1261
40	1443	1430	1416	1403	1389	1375	1360
50	1540	1525	1511	1497	1483	1469	1454

Динамическая вязкость , Па·с

Концентрация раствора, %	При температуре, °С
	20	30	40	50	60	80	100	120
10	1,86	1,45	1,16	0,98	0,91	0,70	0,65	0,6,
20	4,48	3,30	2,48	2,00	1,63	1,27	1,15	1,08
30	13,0	9,0	6,30	4,60	3,40	2,16	1,82	1,71
40	4,0	23,0	14,0	9,20	5,44	3,62	2,72	2,37
50	-	46,0	25,0	16,0	8,03	5,54	3,97	3,42

Окончание прил. 2

Изобарная удельная теплоемкость С, кДж/(кг·К)

Концентрация раствора, %	При температуре, °С
	0	20	40	60	80	100	120
10	3,692	3,767	3,818	3,843	3,859	3,868	3,876
20	3,525	3,608	3,663	3,692	3,709	3,717	3,717
30	3,449	3,516	3,583	3,621	3,638	3,638	3,638
40	3,378	3,420	3,458	3,474	3,483	3,483	3,483
50	-	3,236	3,219	3,211	3,202	3,194	3,190

Теплопроводность , Вт/(м·К)

Концентрация раствора, %	При температуре, °С
	0	20	40	60	80	100	120
10	0,523	0,543	0,558	0,572	0,580	0,585	0,587
20	0,520	0,537	0,550	0,563	0,571	0,574	0,577
30	0,519	0,534	0,545	0,556	0,563	0,566	0,569
40	0,519	0,553	0,543	0,552	0,558	0,562	0,564
50	0,519	0,531	0,541	0,546	0,553	0,557	0,559

Поверхностное напряжение , Н/м

Концентрация раствора, %	При температуре, °С
	20	40	60	80	100	120
10	77,3	76,1	75,0	73,0	70,7	69,0
20	85,8	85,0	84,7	83,2	81,3	79,6
30	97,0	96,4	95,8	95,3	94,4	93,6
40	108,0	108,0	107,0	107,0	106,0	106,0
50	130,0	130,0	129,0	129,0	128,0	128,0

Приложение 3

Теплофизические свойства воды на линии насыщения

, °С	Р, МПа	, кДж/(кг·К)	, Вт/(м·К)	, Н·с/м2	Рr	, м3/кг
0,01	0,00061	4,218	55,13	1786,5	13,67	1,0002
10	0,00123	4,193	57,56	1304,4	9,52	1,0004
20	0,00234	4,182	59,9	1003,5	7,02	1,0018
30	0,00424	4,178	61,8	800,7	5,42	1,0044
40	0,00738	4,179	63,4	652,7	4,31	1,0079
50	0,01234	4,181	64,8	548,8	3,54	1,0121
60	0,01992	4,184	65,9	469,4	2,98	1,0171
70	0,03117	4,189	66,8	405,7	2,55	1,0228
80	0,04736	4,196	67,5	354,8	2,21	1,0290
90	0,07011	4,205	68,0	314,6	1,95	1,0359
100	0,10132	4,217	68,3	282,2	1,75	1,0435
110	0,14326	4,230	68,5	258,7	1,60	1,0515
120	0,19854	4,245	68,6	237,6	1,47	1,0603
130	0,27011	4,264	68,6	217,6	1,36	1,0697
140	0,3614	4,286	68,5	200,9	1,26	1,0798
150	0,4760	4,311	68,4	186,2	1,17	1,0906
160	0,6180	4,346	68,3	173,5	1,10	1,1021
170	0,7920	4,372	67,9	162,7	1,04	1,1144
180	1,0027	4,409	67,5	152,9	1,00	1,1275
190	1,2553	4,451	67,0	144,1	0,96	1,1415
200	1,5551	4,498	66,3	136,2	0,93	1,1565
210	1,9080	4,552	65,5	130,3	0,91	1,1726
220	2,3201	4,614	64,5	124,5	0,89	1,1900
230	2,7979	4,686	63,7	119,6	0,88	1,2087
240	3,3480	4,769	62,8	114,7	0,87	1,2291
250	3,9776	4,866	61,8	108,8	0,86	1,2512
260	4,694	4,981	60,5	105,8	0,87	1,2755
270	5,505	5,118	69,0	101,9	0,88	1,3023
280	6,419	5,28	57,5	98,0	0,90	1,3321
290	7,445	5,49	55,8	94,1	0,93	1,3655
300	8,592	5,75	54,0	91,1	0,97	1,4036
310	9,870	6,10	52,3	88,2	1,03	1,447
320	11,290	6,56	50,6	85,3	1,11	1,499

Приложение 4

Термодинамические свойства воды и водяного пара на линии насыщения

, °С	Р, МПа	, м3/кг	, м3/кг	, кДж/кг	, кДж/кг
0,01	0,0006108	0,0010002	206,3	0	2501
5	0,0008719	0,0010001	147,2	21,05	2510
10	0,0012277	0,0010004	106,42	42,04	2519
15	0,0017041	0,0010010	77,97	62,97	2528
20	0,002337	0,0010018	57,84	83,90	2537
25	0,003166	0,0010030	43,40	104,81	2547
30	0,004241	0,0010044	32,93	125,71	2556
40	0,007375	0,0010079	19,55	167,50	2574
60	0,019917	0,0010171	7,678	251,1	26,09
80	0,04736	0,0010290	3,408	334,9	2643
100	0,10132	0,0010435	1,673	419,1	2676
120	0,19854	0,0010603	0,8917	503,7	2706
140	0,3614	0,0010798	0,5087	589,0	2734
160	0,6180	0,0011021	0,3068	675,5	2758
180	1,0027	0,0011275	0,1939	763,1	2778
200	1,5551	0,0011565	0,1272	852,4	2793
220	2,3201	0,0011900	0,08606	943,7	2802
240	3,3480	0,0012291	0,05967	1037,5	2803
260	4,694	0,0012755	0,04215	1135,1	2796
280	6,491	0,0013322	0,03013	1236,9	2780
300	8,592	0,0014036	0,02164	1344,9	2749
320	11,290	0,001499	0,01545	1462,1	2700
340	14,608	0,001639	0,01078	1594,7	2622
360	18,674	0,001894	0,006943	1762	2481
374	22,122	0,00280	0,00347	485,3	512,7

Примечание. Параметры критического состояния  °С;

                       МПа;  м3/кг.

Приложение 5

Теплофизические свойства сухого воздуха

, °С	, кг/м3	, кДж/(кг·К)	, Вт/(м·К)	, м2/ч	, Н·с/м2	, м2/с	Рr
–10	1,342	1,009	2,361	6,28	1,67	12,43	0,712
0	1,293	1,005	2,442	6,77	1,72	12,28	0,707
10	1,247	1,005	2,512	7,22	1,77	14,16	0,705
20	1,205	1,005	2,593	7,71	1,81	15,06	0,703
30	1,165	1,005	2,675	8,23	1,86	16,00	0,701
40	1,128	1,005	2,756	8,75	1,91	16,96	0,699
50	1,093	1,005	2,826	9,26	1,96	17,95	0,698
60	1,060	1,005	2,896	9,79	2,01	18,97	0,696
70	1,029	1,009	2,966	10,28	2,06	20,02	0,694
80	1,000	1,009	3,047	10,87	2,11	21,09	0,692
90	0,972	1,009	3,128	11,48	2,15	22,10	0,690
100	0,946	1,009	3,210	12,11	2,19	23,13	0,688
120	0,898	1,009	3,338	13,26	2,29	25,45	0,686
140	0,854	1,013	3,489	14,52	2,37	27,80	0,684
160	0,815	1,017	3,640	15,80	2,45	30,09	0,682
180	0,779	1,021	3,780	17,10	2,53	32,49	0,681
200	0,746	1,026	3,931	18,49	2,60	34,85	0,680
250	0,674	1,038	4,268	21,96	2,74	40,61	0,677
300	0,615	1,047	4,606	25,76	2,97	48,33	0,674

Приложение 6

Эквивалентная абсолютная поверхность [10]

Трубы	Состояние трубы	, мм
Тянутые из стекла и цветных металлов	Новые, технические гладкие	0,0–0,002
Бесшовные стальные	Новые и чистые. После нескольких лет эксплуатации	0,01–0,02
Стальные сварные	Новые и чистые	0,03–0,1
	С незначительной коррозией после чистки	0,1–0,2
	Умеренно заржавевшие	0,3–0,7
	Старые заржавевшие	0,8–1,5
	Сильно заржавевшие с отложениями	2–4
Оцинкованные стальные	Новые и чистые.	0,1–0,2
	После нескольких лет эксплуатации	0,4–0,7

Приложение 7

Коэффициенты местных сопротивлений теплообменных аппаратов [8]

Местные сопротивления	Коэффициент
Входная или выходная камера (удар и поворот)	1,5
Поворот на 180 ° из одной секции в другую через промежуточную камеру	2,5
Поворот на 180 ° из одной секции в другую через колено в секционных теплообменниках	2,0
Вход в межтрубное пространство под углом 90 ° к рабочему потоку	1,5
Поворот на 180 ° в U–образной трубке	0,5
Переход из одной секции в другую (межтрубный поток)	2,5
Поворот на 180 ° через перегородку в межтрубном пространстве	1,5
Огибание перегородок, поддерживающих трубы	0,5
Выход из межтрубного пространства под углом 90 ° к потоку	1,0

Приложение 8

Значения констант в формулах для расчета теплоотдачи и сопротивления пластинчатых теплообменников [9]

Тип теплообменника. Типоразмер пластин, м2	Коэффициенты в формулах для расчета
	теплоотдачи	гидравлического сопротивления
	А	В	С	Д	Е
Разборные
0,2	0,46	0,065	800	19,6	425
0,2К	0,50	0,086	482	17,0	400
0,3	0,60	0,1000	322	19,3	425
0,5	0,60	0,0978	412	6,3	300
0,63	0,46	0,1000	451	4,0	210
1,3	0,46	0,1350	201	17,0	4000
Полуразборные (набираются из попарно сваренных или спаянных пластин)
0,1	0,46	0,0860	264	7,6	485
0,3	0,46	0,1000	393	12,0	485
	0,60	0,1350	201	15,0	324
0,7	0,46	0,1000	340	-	-
Неразборные (сварные)
0,75	0,46	0,1000	201	-	-
0,8	0,60	0,1000	302	4,0	210
0,2	0,46	0,1000	185	6,0	300

Приложение 9

Значения относительного диаметра трубной решетки  в зависимости от числа трубок при ромбическом и концентрическом размещении [5]

2	7	7	22	439	410
4	19	19	24	517	485
6	37	37	26	613	566
8	61	62	28	721	653
10	91	93	30	823	747
12	127	130	32	931	847
14	187	173	34	1045	953
16	241	223	36	1165	1066
18	301	279	38	1306	1185
20	367	341	40	1459	1310

Примечание. n – общее количество трубок, размещенных на трубной доске по вершинам равносторонних треугольников («ромбическое размещение»);
– общее количество трубок, размещенных на трубной доске по концентрическим окружностям.

Приложение 10

Характеристики схемы тока и предельной эффективности аппаратов
для различных схем движения теплоносителей

Схема тока	Условное обозначение	при
			при
Поперечный ток, 1 ход		0,390	0,418	0,632
Поперечный ток, 2 хода		0,501	0,628	0,729
Перекрестный ток		0,555	1,000	1,000
Поперечно-прямоточный, 2 хода		–0,004	–0,315	0,432
Поперечно-прямоточный, число ходов		0,000	0,000	0,5
Поперечно-противоточный, 2 хода		0,660	0,688	0,762
Поперечно-противоточный, число ходов		1,000	1,000	1,000
Прямоточно-противоточный, 2 хода		0,398	0,500	0,667
Противоточно-прямоточный, 2 хода		0,398	0,500	0,667
Прямоточно-противоточный, 3 хода		0,350	0,400	0,625
Противоточно-прямоточный, 3 хода		0,438	0,500	0,667
Прямоточно-противоточный, 4 хода		0,394	0,438	0,640
Противоточно-прямоточный, 4 хода		0,394	0,438	0,648
Поперечно-прямоточный двухходовой с шестью перегородками		0,320	–1,500	0,400
Поперечно-противоточный двухходовой с шестью перегородками		0,363	0,815	0,844

Рекомендуемая литература

1. Бакластов A.M. Проектирование, монтаж и эксплуатация теплоиспользующих установок.–М.: Энергия, 1970.

2. Бакластов A.M., Горбенко В.А., Удыма П.Г. Проектирование, монтаж и эксплуатация тепломассообменных установок.–М.: Энергоиздат, 1981.

3. Исаченко В.П., Осипова В.А., Сукомел А.С. Теплопередача.–М.: Энергоиздат, 1981.

4. Краснощеков Е.А., Сукомел А.С. Задачник по теплопередаче.–М.: Энергия, 1975.

5. Лебедев П.Д. Теплообменные, сушильные и холодильные установки.–М.: Энергия, 1972.

6. Лебедев П.Д., Щукин А.А. Теплоиспользующие установки промышленных предприятий.–М.: Энергия, 1968.

7. Павлов К.Ф., Романков П.Г., Носков А.А. Примеры и задачи по курсу процессов и аппаратов химической технологии.–Л: Химия, 1981.

8. Промышленные тепломассообменные процессы и установки: учебник для вузов/А.М. Бакластов, В.А. Горбенко, О.Л. Данилов и др.; под ред. А.М. Бакластова.–М.: Энергоатомиздат, 1986.

9. Промышленная теплоэнергетика и теплотехника: справочник/ Под общ. ред. В.А. Григорьева и В.М. Зорина. –М.: Энергоатомиздат, 1991.

10. Теоретические основы теплотехники. Теплотехнические эксперименты: справочник/ Под общ. ред. В.А. Григорьева и В.М. Зорина.–М.: Энергоатомиздат, 1988.

11. Теплотехническое оборудование и теплоснабжение промышленных предприятий/ Б.Н. Голубков, О.Л. Данилов, А.Л. Ефимов и др.; под ред. Б.Н. Голубкова.–М.: Энергоатомиздат, 1993.

12. Сборник примеров и задач по тепломассообменным процессам, аппаратам и установкам/ А.Л. Ефимов, Л.И. Архипов и др.; под ред. А.Л. Ефимова.–М.:

Изд-во МЭИ, 1997.

Дополнительная литература

1. Лунин О.Г., Вельтищев В.Н. Теплообменные аппараты пищевых производств. –М.: Агропромиздат, 1987.

2. Животовский Л.С., Иванов Л.Г., Альтшуль А.Д. Гидродинамика и аэродинамика.–М.: Стройиздат, 1987.

3. Иоффе И.Л. Проектирование процессов и аппаратов химической технологии: учебник для техникумов.–Л.: Химия, 1991.

4. Основные процессы и аппараты химической технологии: пособие по проектированию/ Г.С. Борисов, В.П. Браков, Ю.И. Дытнерский. и др.; под ред.

Ю.И. Дытнерского.–М.: Химия, 1991.

5. Справочник по теплообменным аппаратам/ П.И. Бажан, Г.Е. Каневец,

В.М. Селиверстов.–М.: Машиностроение, 1989.

6. Уонг X. Основные формулы и данные по теплообмену для инженеров: справочник.–М.: Атомиздат, 1972.

7. Барановский Н.В., Коваленко Л.М., Ястребенецкий А.Р. Пластинчатые и спиральные теплообменники.–М.: Машиностроение, 1973.

Содержание

Теплообменные аппараты ………………………………………………………	3
Основные методы расчета и расчетные соотношения ………………………..	3
Гидравлический расчет подогревателя ………………………………………...	7
Примеры расчета ………………………………………………………………..	10
Задания …………………………………………………………………………...	49
Приложение ……………………………………………………………………...	54
Рекомендуемая литература ……………………………………………………..	77
Дополнительная литература ……………………………………………………	77

Редактор Е.Е. Дорошенко

ИД № 06039 от 12.10.01.

Подписано в печать          . Формат 60х84 1/16, Бумага офсетная.

Отпечатано на дупликаторе. Усл. печ. л.    .

Уч.-изд. л.     Тираж         экз.   Заказ

Издательство ОмГТУ. 644050, Омск, пр-т. Мира, 11

Типография ОмГТУ