Проект водонагревательной установки непрерывного действия

где δ=0,001м – толщина пластин, λ=17,5 Вт/(м∙К) для нержавеющей стали из [2].

Уточняем  площадь  поверхности теплообмена

Сопоставляем  стандартную (ранее выбранную) поверхность теплообмена срассчитанной, то есть запас поверхности равен

.

Площадь поверхности  стандартного теплообменника больше расчетной, запас поверхности составляет 9%. Выбранный теплообменник подходит по всем параметрам.

8. Гидравлический расчет  пластинчатого теплообменника и  выбор насосов

 

Расчет  гидравлического сопротивления  необходим для определения затрат энергии на перемещение воды и  подбора машин (насосов), используемых для перемещения теплоносителя. Схема подключения теплообменника изображена на рис. 4.

Скорость  воды в штуцерах из [2] равна

 

Гидравлическое  сопротивление аппарата, в соответствие с формулой 2.37  из [2]

 

 

 

где х=1 –  число пакетов (ходов) для данного  теплоносителя; ξ=α₂/Re₂^0,25= =19,3/(3842,33)^0,25 =2,45 из [2]; α₂=19.3 при f = 0,3 м² из [2].

 

Рисунок 4 – Схема подключения теплообменника: 1- теплообменник; 2 - насос; 3,5,12 - задвижка; 4- заборный бак; 6 - конденсатоотводчик; 7 - обратный клапан; 8 - бак сбора конденсата; 9 - конденсатный насос; 10 - всасывающий трубопровод; 11 - напорный трубопровод

Скорость течения нагреваемой  воды в трубопроводе принимаю w_тр=2 м/с (стр.16 из [2]), тогда, в соответствие с формулой (1.8) из [2], диаметр трубопровода

 

где V₂= G₂/ρ₂=10/943,5=0,01 м³/с – объемный расход воды.

Принимаю стальную трубу с наружным диаметром d_тр.н=90 мм и толщиной стенки =5 мм. Следовательно, внутренний диаметр трубопровода d_тр.вн=80 мм.

Фактическая скорость воды в трубе

м/с.

Определяем  потери на трение и местные сопротивления  в трубопроводе нагреваемой воды

Критерий  Рейнольдса

 –  турбулентный режим течения.

Принимаем абсолютную шероховатость равную ∆=1∙10^-4 м (стр.14 [2]), тогда относительная шероховатость

В турбулентном потоке различают три зоны, для  которых коэффициент трения рассчитывают по разным формулам, границы которых равны 2320, и . Подставляя значение относительной шероховатости получаем

                  , тогда  ,

таким  образом,  в  трубопроводе  имеет  место зона смешанного трения по  отношению  к  Re и коэффициент трения по формуле 1.6 из [2] равен

 

Определяем сумму коэффициентов  местных сопротивлений.

Для всасывающей линии:

1)  – вход в трубу, n = 1шт;

2)  – задвижка, n = 1шт;

3)  – отвод под углом 90°, n = 1шт.

Сумма  коэффициентов местных  сопротивлений  во  всасывающей  линии равна

.

Потеря напора во всасывающей линии, в соответствие с формулой 1.2 из [2], равна

м вод. ст.,

где l_вс = 5 м – длина трубопровода на линии всасывания.

Для нагнетательной линии:

1)  – клапан обратный поворотный, n = 1 шт;

2)  – задвижка, n = 1 шт;

3)  – выход из трубы, n =1 шт.

Сумма  коэффициентов  местных сопротивлений нагнетательной линии нагреваемой воды равна

Потери напора для нагнетательной линии равны

м вод. ст.,

где l_наг =10 м - длина трубопровода на линии нагнетания.

Общие потери насоса равны

м вод. ст.

Потребный напор  насоса равен

где Р₁ =0,1013 МПа – давление в заборном баке, из которого перекачивается вода (атмосферное); Р₂=0,31 МПа – давление в аппарате, в который подается жидкость (при t_2к=70^оС); h_п – общие потери насоса.

Полезная  мощность насоса, затрачиваемая на перекачивание жидкости,  определяется по формуле (1.32) [2]

Принимая  η_пер=1 – КПД перемещения и η_н=0,7 – КПД насоса как для центробежного, находим мощность  на  выходном валу  двигателя при установившемся режиме работы по формуле (1.34) [2]

.

По приложению 1.1 [2] выбираем центробежный  насос  марки Х45/54, который имеет следующие характеристики:

производительность  V=1,25·10^-2 м³/с;

частота вращения n = 48,3  с^-1;

КПД насоса η_н = 0,6;

развиваемый напор Н = 32,6 м вод. ст.

Насос  обеспечен  электродвигателем АО2-71-2 номинальными мощностью N_н=22 кВт и КПД η_дв=0,88.

Запас  напора  на  кавитацию по формуле (1.37) [2] равен

  вод. ст

Условие для  высоты всасывания определяется по формуле (1.36) [2]

=

м вод. ст

где =8, 718·10³  кПа – давление насыщенного пара перекачиваемой воды при рабочей температуре t_2н=5^оС из [1].

Таким образом, возможно расположение насоса на высоте до 4,33 м над уровнем воды в емкости.

Скорость  течения воды в отводящем трубопроводе конденсата принимаю w_тр=1,5 м/с [2], тогда, в соответствие с формулой 1.8 из [2], диаметр трубопровода

 

Объемный  расход V₁= G₁/ρ₁=1,19/913,3=0,0013 м³/с. Принимаю стальную трубу с наружным диаметром d_тр.н=38 мм и толщиной стенки =2 мм. Следовательно, внутренний диаметр трубопровода d_тр.вн=34 мм.

Фактическая скорость воды в трубе

м/с.

Определяем  потери на трение и местные сопротивления  в трубопроводе нагреваемой воды.

Критерий  Рейнольдса

 – турбулентный  режим течения.

Принимаем абсолютную шероховатость равную ∆=1∙10^-4 м [2], тогда относительная шероховатость

В турбулентном потоке различают три зоны, для  которых коэффициент трения рассчитывают по разным формулам, границы которых равны 2320, и . Подставляя значение относительной шероховатости получаем:

       , тогда  ,

таким  образом,  в  трубопроводе  имеет  место  зона, смешанного трения по отношению  к  Re и коэффициент трения по формуле из[3] равен

 

Определяем  сумму коэффициентов местных  сопротивлений.

Для всасывающей  линии:

   1)  - вход в трубу, n=1шт;

   2)  - задвижка, n=1шт;

Сумма  коэффициентов местных  сопротивлений  во  всасывающей  линии равна

.

Потеря  напора во всасывающей линии, в соответствие с формулой (1.2) [2], равна

м,

где l_вс =15 м - длина трубопровода на линии всасывания.

Для нагнетательной линии:

1)  - клапан обратный поворотный, n=1 шт;

2)  - задвижка, n=1 шт;

3)  - выход из трубы, n=1 шт .

Сумма  коэффициентов местных сопротивлений  нагнетательной линии 

 

Потери  напора для нагнетательной линии  равны

м вод. ст

где l_наг =10 м - длина трубопровода на линии нагнетания.

Общие потери насоса равны

м вод. ст

 

Потребный напор насоса равен

м вод. ст.,

где Р₂=Р₁ =0,1013 МПа – в аппарате, в который подается жидкость.

Полезная  мощность насоса, затрачиваемая на перекачивание жидкости,  определяется по формуле (1.32) [2]

_^.

Принимая  η_пер=1 – КПД перемещения и η_н=0,7 – КПД насоса как для центробежного, находим мощность  на  выходном валу  двигателя при установившемся режиме работы по формуле (1.34) [2]

.

По приложению 1.1 [2] выбираем центробежный  насос  марки Х20/18, который имеет следующие характеристики:

производительность  V=5,5·10^-3 м³/с;

частота вращения n=48,3  с^-1;

КПД насоса η_н=0,6;

развиваемый напор Н=10,5 м вод. ст.

Насос  обеспечен  электродвигателем АО2-31-2 номинальными мощностью N_н=3 кВт и КПД η_дв=0,83.

Запас  напора  на  кавитацию по формуле 1.37 из [2] равен

м,

Условие для высоты всасывания определяется по формуле 1.36 из [2]:

м,

где = Р₁ =0,12 МПа – давление насыщенного пара перекачиваемой жидкости при рабочей температуре t_1к= t_н = 377,5 К [2].

Таким образом, возможно расположение насоса на высоте 4,04 м ниже уровня конденсата в емкости.

4. Расчет тепловой изоляции

 

Расчет изоляции трубопроводов заключается в  определении толщины изоляционного слоя, обеспечивающего предотвращение потерь теплоты в окружающую среду. В данной курсовой работе считаем тепловую изоляцию для трубопроводов пара. Методика расчета полностью основана на материале из [5].

В качестве изоляционного материала выбираем маты минераловатные прошивные марки 100 с коэффициентом теплопроводности

=0,049+0,0002t_ср.из.

Для цилиндрических объектов диаметром менее 2 м толщина теплоизоляционного слоя из [4] равна

гдеВ – отношение наружных диаметров изоляции и изолируемого объекта и определяется по формуле

,

где м·К/Вт – сопротивление теплопередачи на 1 м длины теплоизоляционной конструкции цилиндрических объектов; q_l= 6 Вт/м – нормированная линейная плотность теплового потока с 1 м длины цилиндрической теплоизоляционной конструкции; k₁ = 1,09 – поправочный коэффициент на географическое положение (Восточная Сибирь);

м·К/Вт – термическое сопротивление  стенки трубопровода.

Суммарный коэффициент теплоотдачи  лучеиспусканием и конвекцией

α₂=9,3+0,058t_н=9,3+0,058∙30=11 Вт/(м²К).

Проверка пригодности материала  изоляции для уменьшения тепловых потерь от трубопровода в окружающую среду производится по критическому диаметру, который определяется по формуле

.

Если условие d_кр<d_тр.н  выполняется, то применение данной изоляции целесообразно.

Средняя температура изоляции на трубопроводах  пара равна

˚С,

где t_вн=104,8 °С – температура внутренней поверхности изоляции на  трубопроводе пара; t_н=30^оС – температура наружной поверхности изоляции.

Коэффициент теплопроводности равен

=0,049+0,0002·67,4=0,0625  Вт/(м·°С).

Диаметры условного прохода  штуцеров пара в пластинчатом теплообменнике равны 0,2 м (табл.2.14 [3]). Поэтому выбираю трубопроводы для пара тех же размеров, что и трубопровод для воды d_тр.н=194 мм.

=

;

В=1,8.

Толщина изоляции на трубопроводе пара равна

=0,09(1,8-1)/2=0,036 м.

Критический диаметр

=2·0,0625/11=0,0114 м,

условие выполняется  d_кр<d_тр.н – изоляция пригодна.

Средняя температура  изоляции на трубопроводах конденсата

˚С,

Коэффициент теплопроводности

λ_к=0,049+0,0002·102,68=0,0695 Вт/(м·°С).

Тепловые  потери с наружной поверхности изоляции трубопровода пара

,

где α₂– это коэффициент теплоотдачи с наружной поверхности изоляции, Вт/(м²К); F = 16 м² – площадь поверхности теплообмена; = 30°С – температура наружной поверхности изоляции; = 20°С – температура воздуха.

Конденсатоотводчики предназначаются для автоматического отвода конденсата из теплообменных аппаратов. Они должны обеспечивать полную конденсацию пара в теплообменнике, а в некоторых случаях и частичное переохлаждение конденсата.

В данном случае выбираем конденсатоотводчик с производительностью 

V₂ = 0,01 м³/с и давлением пара 0,12 МПа из [4].

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

 

В курсовой работе был произведен тепловой конструктивный расчет кожухотрубчатого теплообменника для нагрева воды за счет теплоты конденсации водяного пара. Была выбрана противоточная схема движения теплоносителей.

В результате был выбран стандартный кожухотрубчатый  теплообменник 325ТВК-12-М1-О/16-3-2 гр. А с конструктивными характеристиками:

диаметр кожуха Dв=325 мм;

диаметр труб d×δ=20×2 мм;

число ходов z=2;

общее число  труб n=90;

высота труб H =3 м;

площадь поверхности  теплообмена F=17 м².

Также были определены следующие характеристики: