محاسبه مبدل حرارتی در حال حاضر بیش از پنج دقیقه طول نمی کشد. هر سازمانی که چنین تجهیزاتی را تولید و به فروش می رساند، معمولاً برنامه انتخاب خود را برای همه فراهم می کند. می توانید آن را به صورت رایگان از وب سایت شرکت دانلود کنید و یا تکنسین آنها به دفتر شما می آید و آن را به صورت رایگان نصب می کند. با این حال، آیا نتیجه چنین محاسباتی چقدر درست است، آیا می توان به آن اعتماد کرد و آیا سازنده در رقابت در مناقصه با رقبای خود بی وجدان است؟ بررسی یک ماشین حساب الکترونیکی نیاز به دانش یا حداقل درک روش های محاسبه مبدل های حرارتی مدرن دارد. بیایید سعی کنیم جزئیات را درک کنیم.

مبدل حرارتی چیست؟

قبل از محاسبه مبدل حرارتی، بیایید به یاد بیاوریم که این چه نوع دستگاهی است؟ دستگاه تبادل گرما و جرم (همچنین به عنوان مبدل حرارتی شناخته می شود، همچنین به عنوان TOA شناخته می شود) وسیله ای برای انتقال گرما از یک خنک کننده به خنک کننده دیگر است. با تغییر دمای خنک کننده ها، چگالی آنها و بر این اساس، شاخص های جرم مواد نیز تغییر می کند. به همین دلیل است که چنین فرآیندهایی را انتقال گرما و جرم می نامند.

انواع تبادل حرارت

حالا بیایید در مورد آن صحبت کنیم - فقط سه مورد از آنها وجود دارد. تابش - انتقال گرما در اثر تشعشع. به عنوان مثال، می توانید آفتاب گرفتن در ساحل در یک روز گرم تابستان را به یاد بیاورید. و حتی می توان چنین مبدل های حرارتی را در بازار یافت (هیترهای هوای لامپی). با این حال، اغلب ما رادیاتورهای نفتی یا برقی را برای گرم کردن محل زندگی و اتاق های یک آپارتمان می خریم. این نمونه‌ای از نوع دیگری از تبادل حرارت است - می‌تواند طبیعی، اجباری (اگزوز، و یک ریکاوراتور در جعبه) یا مکانیکی (مثلاً با یک فن) باشد. نوع دوم بسیار مؤثرتر است.

با این حال، بیشترین روش موثرانتقال گرما رسانایی گرمایی یا همان طور که به آن رسانایی نیز گفته می شود (از هدایت انگلیسی - "رسانایی") است. هر مهندسي كه قصد انجام محاسبات حرارتي مبدل حرارتي را دارد اول از همه به انتخاب تجهيزات كارآمد با حداقل ابعاد فكر مي كند. و این دقیقاً به دلیل هدایت حرارتی قابل دستیابی است. نمونه ای از این کارآمدترین TOA امروزی است - مبدل های حرارتی صفحه ای. طبق تعریف Plate TOA یک مبدل حرارتی است که گرما را از یک خنک کننده به دیگری از طریق دیواره جداکننده آنها منتقل می کند. حداکثر سطح تماس ممکن بین دو رسانه، همراه با مواد به درستی انتخاب شده، پروفیل های صفحه و ضخامت آنها، به ما این امکان را می دهد که اندازه تجهیزات انتخاب شده را به حداقل برسانیم و در عین حال ویژگی های فنی اصلی مورد نیاز در فرآیند فن آوری را حفظ کنیم.

انواع مبدل های حرارتی

قبل از محاسبه مبدل حرارتی، نوع آن را تعیین کنید. همه TOA ها را می توان به دو گروه بزرگ تقسیم کرد: مبدل های حرارتی بازیابی و احیا کننده. تفاوت اصلی بین آنها در موارد زیر است: در TOA های بازیابی، تبادل حرارت از طریق دیواره جداکننده دو خنک کننده انجام می شود و در موارد احیا کننده، این دو رسانه تماس مستقیم با یکدیگر دارند، اغلب مخلوط می شوند و نیاز به جداسازی بعدی در جداکننده های ویژه دارند. به مبدل های اختلاط و حرارتی با نازل (ثابت، سقوط یا متوسط) تقسیم می شوند. به طور کلی، یک سطل آب گرمدر معرض سرما، یا یک لیوان چای داغ قرار داده شده در یخچال تا خنک شود (هرگز این کار را انجام ندهید!) - این نمونه ای از مخلوط کردن TOA است. و با ریختن چای در یک نعلبکی و سرد کردن آن به این ترتیب، نمونه ای از مبدل حرارتی احیا کننده با نازل (نعلبکی در این مثال نقش یک نازل) را به دست می آوریم که ابتدا با هوای اطراف تماس می گیرد و دمای آن را می گیرد. و سپس مقداری از گرمای چای داغ ریخته شده در آن را می گیرد و سعی می کند هر دو محیط را به تعادل حرارتی برساند. با این حال، همانطور که قبلاً متوجه شدیم، استفاده از رسانایی حرارتی برای انتقال گرما از یک رسانه به رسانه دیگر کارآمدتر است، بنابراین، TOA مفیدتر (و پرکاربردتر) امروزه از نظر انتقال حرارت، البته بازیابی کننده هستند. آنهایی که

محاسبات حرارتی و سازه ای

هر گونه محاسبه مبدل حرارتی بازیابی را می توان بر اساس نتایج محاسبات حرارتی، هیدرولیک و مقاومت انجام داد. آنها در هنگام طراحی تجهیزات جدید اساسی و اجباری هستند و مبنایی برای روش محاسبه برای مدل های بعدی خطی از دستگاه های مشابه هستند. وظیفه اصلی محاسبه حرارتی TOA برای تعیین سطح تبادل حرارت مورد نیاز برای عملکرد پایدار مبدل حرارتی و حفظ پارامترهای مورد نیاز رسانه خروجی است. اغلب، در طول چنین محاسباتی، مهندسان مقادیر دلخواه وزن و اندازه تجهیزات آینده (مواد، قطر لوله، ابعاد صفحه، هندسه تیر، نوع و مواد باله ها و غیره) را مشخص می کنند، بنابراین، پس از تجزیه و تحلیل حرارتی ، معمولاً یک محاسبه ساختاری مبدل حرارتی انجام می شود. از این گذشته، اگر در مرحله اول مهندس مساحت سطح مورد نیاز را برای یک قطر لوله معین، به عنوان مثال، 60 میلی متر محاسبه کرد، و طول مبدل حرارتی حدود شصت متر بود، منطقی تر است که فرض کنیم انتقال به مبدل حرارتی چند گذری، یا به نوع پوسته و لوله، یا افزایش قطر لوله ها.

محاسبه هیدرولیک

محاسبات هیدرولیک یا هیدرومکانیکی و همچنین محاسبات آیرودینامیکی به منظور تعیین و بهینه سازی تلفات فشار هیدرولیکی (آیرودینامیکی) در مبدل حرارتی و همچنین محاسبه هزینه های انرژی برای غلبه بر آنها انجام می شود. محاسبه هر کانال، کانال یا لوله برای عبور مایع خنک کننده یک وظیفه اصلی برای فرد است - تشدید فرآیند تبادل حرارت در این منطقه. یعنی یک رسانه باید تا حد امکان ارسال کند و دیگری دریافت کند گرمای بیشتردر حداقل فاصله جریان آن. برای این منظور، اغلب از یک سطح تبادل حرارت اضافی، به شکل پره های سطحی توسعه یافته (برای جداسازی زیرلایه لامینار مرزی و افزایش آشفتگی جریان) استفاده می شود. نسبت تعادل بهینه تلفات هیدرولیکی، مساحت سطح تبادل حرارت، ویژگی‌های وزن و اندازه و توان حرارتی حذف شده حاصل ترکیبی از محاسبات حرارتی، هیدرولیکی و ساختاری TOA است.

محاسبات تحقیق

محاسبات تحقیقاتی TOA بر اساس نتایج به دست آمده از محاسبات حرارتی و تأیید انجام می شود. آنها معمولاً برای انجام آخرین اصلاحات در طراحی دستگاه طراحی شده ضروری هستند. آنها همچنین با هدف تصحیح معادلات موجود در مدل محاسباتی پیاده‌سازی شده TOA، به‌دست‌آمده تجربی (بر اساس داده‌های تجربی) انجام می‌شوند. انجام محاسبات پژوهشی مستلزم انجام ده ها و گاه صدها محاسبه بر اساس طرحی خاص است که بر اساس تئوری ریاضی برنامه ریزی تجربی در تولید تدوین و اجرا می شود. نتایج تأثیر را نشان می دهد شرایط مختلفو مقادیر فیزیکی در شاخص های کارایی TOA.

محاسبات دیگر

هنگام محاسبه مساحت مبدل حرارتی، مقاومت مواد را فراموش نکنید. محاسبات استحکام TOA شامل بررسی واحد طراحی شده برای تنش، پیچش و اعمال حداکثر گشتاورهای مجاز عملیاتی برای قطعات و مجموعه‌های مبدل حرارتی آینده است. با حداقل ابعاد، محصول باید بادوام، پایدار و تضمینی باشد کار ایمندر شرایط مختلف، حتی شدیدترین شرایط عملیاتی.

محاسبه دینامیک برای تعیین انجام می شود ویژگی های مختلفمبدل حرارتی در حالت های کاری متغیر.

انواع طراحی مبدل حرارتی

با طراحی، TOA احیا کننده را می توان به کاملا تقسیم کرد تعداد زیادی ازگروه ها. معروف‌ترین و پرکاربردترین مبدل‌های حرارتی صفحه‌ای، مبدل‌های هوا (باله‌دار لوله‌ای)، پوسته و لوله، مبدل‌های حرارتی لوله در لوله، پوسته‌پلیت و غیره هستند. انواع عجیب‌تر و بسیار تخصصی‌تر نیز وجود دارد، به‌عنوان مثال، مارپیچ (مبدل حرارتی اسکرول) یا اسکراپر، که با ویسکوز یا بسیاری از انواع دیگر کار می‌کنند.

مبدل های حرارتی "لوله در لوله"

بیایید ساده ترین محاسبه مبدل حرارتی "لوله در لوله" را در نظر بگیریم. از نظر ساختاری، این نوع TOA حداکثر ساده شده است. به عنوان یک قاعده، آنها وارد لوله داخلی دستگاه می شوند خنک کننده داغ، برای به حداقل رساندن تلفات، و خنک کننده خنک کننده در بدنه یا لوله بیرونی آزاد می شود. وظیفه مهندس در این مورد به تعیین طول چنین مبدل حرارتی بر اساس مساحت محاسبه شده سطح تبادل حرارت و قطرهای داده شده است.

در اینجا شایان ذکر است که در ترمودینامیک مفهوم مبدل حرارتی ایده‌آل معرفی شده است، یعنی دستگاهی با طول بی‌نهایت، که در آن خنک‌کننده‌ها در جریان مخالف کار می‌کنند و فشار دما بین آنها کاملاً فعال می‌شود. طراحی "لوله در لوله" این الزامات را بیشتر برآورده می کند. و اگر خنک کننده ها را در یک جریان متضاد اجرا کنید، به اصطلاح "جریان مخالف واقعی" خواهد بود (و نه جریان متقاطع، مانند صفحه TOA). فشار دما به طور مؤثر با این سازماندهی حرکت تحریک می شود. با این حال، هنگام محاسبه مبدل حرارتی "لوله در لوله"، باید واقع بین باشید و بخش تدارکات و همچنین سهولت نصب را فراموش نکنید. طول یوروتراک 13.5 متر است و نه همه ساختمان های فنیبرای حمل و نصب تجهیزات با این طول سازگار است.

مبدل های حرارتی پوسته و لوله

بنابراین، اغلب محاسبه چنین دستگاهی به آرامی در محاسبه مبدل حرارتی پوسته و لوله جریان می یابد. این دستگاهی است که در آن بسته ای از لوله ها در یک محفظه منفرد (پوشش) قرار دارد که بسته به هدف تجهیزات توسط خنک کننده های مختلف شسته می شود. به عنوان مثال، در کندانسورها، مبرد وارد پوسته و آب به داخل لوله ها می رود. با این روش جابجایی رسانه، کنترل عملکرد دستگاه راحت تر و کارآمدتر است. در اواپراتورها، برعکس، مبرد در لوله ها می جوشد و در همان زمان توسط مایع خنک شده (آب، آب نمک، گلیکول و غیره) شسته می شوند. بنابراین، محاسبه مبدل حرارتی پوسته و لوله به حداقل رساندن ابعاد تجهیزات منجر می شود. مهندس با بازی با قطر بدنه، قطر و تعداد لوله های داخلی و طول دستگاه، به مقدار محاسبه شده سطح تبادل حرارت می رسد.

مبدل های حرارتی هوا

یکی از رایج ترین های امروزی مبدل های حرارتی- این مبدل های حرارتی باله ای لوله ای هستند. به آنها کویل نیز می گویند. هر کجا نصب شوند، از فن کویل (از فن + کویل انگلیسی، یعنی "فن" + "کویل") شروع می شود تا واحدهای داخلیسیستم های اسپلیت و پایان دادن به بازیابی کننده های گاز دودکش غول پیکر (حذف گرما از گاز دودکش داغ و انتقال آن برای نیازهای گرمایشی) در نیروگاه های دیگ بخار در نیروگاه های حرارتی. به همین دلیل است که محاسبه مبدل حرارتی کویل بستگی به کاربرد محل استفاده از این مبدل حرارتی دارد. کولرهای هوای صنعتی (IAC) نصب شده در محفظه ها انجماد انفجارگوشت، در فریزرهادماهای پایین و سایر تاسیسات تبرید مواد غذایی نیاز به ویژگی های طراحی خاصی در طراحی خود دارند. فاصله بین لایه ها (باله ها) باید حداکثر باشد تا زمان کار مداوم بین چرخه های یخ زدایی افزایش یابد. برعکس، اواپراتورها برای مراکز داده (مراکز پردازش داده)، تا حد امکان فشرده ساخته شده‌اند و فواصل بین لایه‌ای را به حداقل می‌رسانند. چنین مبدل های حرارتی در "مناطق تمیز" احاطه شده توسط فیلترها کار می کنند تمیز کردن خوب(تا کلاس HEPA)، بنابراین این محاسبه با تاکید بر به حداقل رساندن ابعاد انجام می شود.

مبدل های حرارتی صفحه ای

در حال حاضر مبدل های حرارتی صفحه ای تقاضای پایداری دارند. با توجه به طراحی آنها کاملاً جداشدنی و نیمه جوشی، مسی و نیکلی، جوشکاری و لحیم کاری به روش انتشار (بدون لحیم) می باشند. طراحی حرارتی مبدل حرارتی صفحه ای کاملاً منعطف است و برای یک مهندس مشکل چندانی ایجاد نمی کند. در فرآیند انتخاب می توانید با نوع صفحات، عمق مهر زنی کانال، نوع پره ها، ضخامت فولاد، مواد مختلفو از همه مهمتر - مدل های استاندارد دستگاه های متعدد با اندازه های مختلف. چنین مبدل های حرارتی می توانند کم و عریض (برای گرم کردن آب با بخار) یا زیاد و باریک (مبدل های حرارتی جداسازی برای سیستم های تهویه مطبوع) باشند. آنها اغلب برای رسانه های تغییر فاز استفاده می شوند، یعنی به عنوان کندانسور، تبخیرکننده، دی سوپرهیتر، پیش کندانسور و غیره. انجام محاسبه حرارتی مبدل حرارتی که در مدار دو فاز کار می کند کمی دشوارتر از مبدل حرارتی مایع- مایع است اما برای یک مهندس باتجربه، این کار قابل حل است و مشکل چندانی ایجاد نمی کند. برای تسهیل چنین محاسباتی، طراحان مدرن از پایگاه داده های کامپیوتری مهندسی استفاده می کنند، جایی که می توانید اطلاعات لازم زیادی از جمله نمودارهای وضعیت هر مبرد را در هر طرحی پیدا کنید، به عنوان مثال، برنامه CoolPack.

مثالی از محاسبه مبدل حرارتی

هدف اصلی محاسبه محاسبه مساحت مورد نیاز سطح تبادل حرارت است. قدرت حرارتی (خنک کننده) معمولاً در شرایط مرجع مشخص می شود، اما در مثال ما آن را نیز محاسبه می کنیم، به اصطلاح، برای بررسی خود شرایط مرجع. گاهی اوقات ممکن است یک خطا در داده های منبع رخ دهد. یکی از وظایف یک مهندس توانمند، یافتن و اصلاح این خطا است. به عنوان مثال، اجازه دهید یک مبدل حرارتی صفحه ای از نوع "مایع - مایع" را محاسبه کنیم. بگذارید این یک فشار شکن باشد ساختمان بلند. به منظور کاهش فشار بر تجهیزات، این روش اغلب در هنگام ساخت آسمان خراش ها استفاده می شود. در یک طرف مبدل حرارتی آب با دمای ورودی Tin1 = 14 درجه سانتیگراد و دمای خروجی Tout1 = 9 درجه سانتیگراد و با سرعت جریان G1 = 14500 کیلوگرم در ساعت و از طرف دیگر - همچنین آب، اما فقط با پارامترهای زیر: Tin2 = 8 ᵒC، Тout2 = 12 ᵒС، G2 = 18125 کیلوگرم در ساعت.

ما توان مورد نیاز (Q0) را با استفاده از فرمول تعادل حرارتی محاسبه می کنیم (شکل بالا، فرمول 7.1 را ببینید)، که در آن Cp ظرفیت گرمایی ویژه (مقدار جدولی) است. برای سادگی محاسبات، مقدار داده شده ظرفیت حرارتی Срв = 4.187 [kJ/kg*ᵒС] را در نظر می گیریم. حساب می کنیم:

Q1 = 14500 * (14 - 9) * 4.187 = 303557.5 [kJ/h] = 84321.53 W = 84.3 kW - در سمت اول و

Q2 = 18125 * (12 - 8) * 4.187 = 303557.5 [kJ/h] = 84321.53 W = 84.3 kW - در سمت دوم.

لطفاً توجه داشته باشید که طبق فرمول (7.1)، Q0 = Q1 = Q2، صرف نظر از اینکه محاسبه در کدام طرف انجام می شود.

در مرحله بعد، با استفاده از معادله اصلی انتقال حرارت (7.2)، سطح مورد نیاز (7.2.1) را پیدا می کنیم، جایی که k ضریب انتقال حرارت (برگرفته شده برابر با 6350 [W/m2]) و ΔTav.log است. - میانگین اختلاف دمای لگاریتمی، محاسبه شده بر اساس فرمول (7.3):

ΔT میانگین ورود. = (2 - 1) / ln (2/1) = 1 / ln2 = 1 / 0.6931 = 1.4428;

F سپس = 84321 / 6350 * 1.4428 = 9.2 متر مربع.

در مواردی که ضریب انتقال حرارت ناشناخته باشد، محاسبه مبدل حرارتی صفحه ای کمی پیچیده تر می شود. با استفاده از فرمول (7.4)، معیار رینولدز را محاسبه می‌کنیم، که ρ چگالی، [kg/m 3]، η ویسکوزیته دینامیکی، [N*s/m2]، v سرعت محیط در کانال است، [ m/s]، d cm - قطر خیس شده کانال [m].

با استفاده از جدول، مقدار معیار پراندتل مورد نیاز خود را جستجو می کنیم و با استفاده از فرمول (7.5) معیار ناسلت را به دست می آوریم که n = 0.4 - در شرایط گرم کردن مایع و n = 0.3 - در شرایط خنک کردن مایع. .

سپس با استفاده از فرمول (7.6) ضریب انتقال حرارت از هر خنک کننده به دیوار را محاسبه می کنیم و با استفاده از فرمول (7.7) ضریب انتقال حرارت را محاسبه می کنیم که برای محاسبه مساحت آن را به فرمول (7.2.1) تبدیل می کنیم. سطح تبادل حرارت

در فرمول های نشان داده شده، λ ضریب هدایت حرارتی، ϭ ضخامت دیواره کانال، α1 و α2 ضرایب انتقال حرارت از هر خنک کننده به دیوار است.

ارسال کار خوب خود در پایگاه دانش ساده است. از فرم زیر استفاده کنید

کار خوببه سایت">

دانشجویان، دانشجویان تحصیلات تکمیلی، دانشمندان جوانی که از دانش پایه در تحصیل و کار خود استفاده می کنند از شما بسیار سپاسگزار خواهند بود.

ارسال شده در http://www.allbest.ru/

وزارت آموزش و پرورش و علوم فدراسیون روسیه

دانشگاه فنی تحقیقات ملی ایرکوتسک

گروه مهندسی برق حرارتی

محاسبات و کارهای گرافیکی

در رشته "تجهیزات انتقال حرارت و انبوه نیروگاه های حرارتی و شرکت های صنعتی"

با موضوع: "محاسبه تایید حرارتی مبدل های حرارتی پوسته و لوله و صفحه"

گزینه 15

تکمیل شده توسط: student gr. PTEb-12-1

Rasputin V.V.

بررسی شده توسط: دانشیار گروه انرژی V.M. Kartavskaya

ایرکوتسک 2015

معرفی

1. محاسبه بار حرارتی مبدل حرارتی

2. محاسبه و انتخاب مبدل های حرارتی پوسته و لوله

3. روش گرافیکی- تحلیلی برای تعیین ضریب انتقال حرارت و سطح حرارت

4. محاسبه و انتخاب مبدل حرارتی صفحه ای

5. تحلیل تطبیقیمبدل های حرارتی

6. محاسبه هیدرولیک مبدل های حرارتی پوسته و لوله، خطوط لوله آب و میعانات، انتخاب پمپ ها و تخلیه میعانات

نتیجه

معرفی

این مقاله محاسبه و انتخاب دو نوع مبدل حرارتی پوسته و لوله و صفحه ای را ارائه می دهد.

مبدل‌های حرارتی پوسته و لوله دستگاه‌هایی هستند که از بسته‌های لوله‌ای ساخته شده‌اند که با استفاده از ورق‌های لوله مونتاژ می‌شوند و با پوشش‌ها و پوشش‌هایی با اتصالات محدود می‌شوند. فضاهای لوله و بین لوله در دستگاه از هم جدا می شوند و هر یک از این فضاها را می توان با استفاده از پارتیشن به چند گذر تقسیم کرد. پارتیشن ها برای افزایش سرعت و در نتیجه شدت انتقال حرارت نصب می شوند.

مبدل های حرارتی از این نوع برای تبادل حرارت بین مایعات و گازها در نظر گرفته شده است. در بیشتر موارد، بخار (سیال گرم کننده) به فضای بین لوله وارد می شود و مایع گرم شده از طریق لوله ها جریان می یابد. میعانات از فضای بین لوله از طریق اتصالی که در قسمت پایینی بدنه قرار دارد به تله میعانات خارج می شود.

نوع دیگر مبدل های حرارتی صفحه ای هستند. در آنها، سطح انتقال حرارت توسط مجموعه ای از صفحات راه راه مهر و موم نازک تشکیل شده است. این دستگاه ها می توانند تاشو، نیمه تاشو و غیرقابل جدا شدن (جوشی) باشند.

صفحات مبدل های حرارتی جمع شونده دارای سوراخ های گوشه ای برای عبور مایع خنک کننده و شیارهایی هستند که در آن واشرهای آب بندی و اجزای ساخته شده از لاستیک مخصوص مقاوم در برابر حرارت ثابت می شوند.

صفحات بین صفحات ثابت و متحرک به گونه ای فشرده می شوند که به لطف واشرهای بین آنها کانال هایی برای عبور متناوب خنک کننده های سرد و گرم ایجاد می شود. صفحات مجهز به اتصالات برای اتصال خطوط لوله هستند.

صفحه ثابت به کف متصل می شود، صفحات و صفحه متحرک در یک قاب مخصوص ثابت می شوند. گروهی از صفحات که سیستمی از کانال های موازی را تشکیل می دهند که در آن یک مایع خنک کننده معین فقط در یک جهت حرکت می کند یک بسته را تشکیل می دهد. این بسته اساساً شبیه یک عبور منفرد از لوله ها در مبدل های حرارتی پوسته و لوله چند گذر است.

هدف از این کار انجام محاسبات حرارتی و کالیبراسیون مبدل های حرارتی پوسته و لوله و صفحه است.

برای انجام این کار شما نیاز دارید:

محاسبه بار حرارتی مبدل حرارتی؛

محاسبه و انتخاب کنید:

مبدل های حرارتی پوسته و لوله از محدوده استاندارد؛

مبدل حرارتی صفحه ای از محدوده استاندارد.

وظیفه انجام یک محاسبه تأیید حرارتی مبدل‌های حرارتی پوسته و لوله و صفحه است.

اطلاعات اولیه:

خنک کننده:

گرمایش - بخار اشباع خشک؛

گرم شده - آب.

پارامترهای سیال گرمایشی:

فشار P 1 = 1.5 مگاپاسکال؛

دما t 1k = t n.

پارامترهای مایع خنک کننده گرم شده:

نرخ جریان G 2 = 80 کیلوگرم بر ثانیه.

دمای ورودی t 2n = 40C;

دمای خروجی t 2k = 170C.

لوله ها به صورت عمودی چیده شده اند.

1. محاسبه بار حرارتی مبدل حرارتی

بار حرارتی از معادله تعادل حرارتی

,

گرمایش صفحه مبدل حرارتی پوسته و لوله

گرمای منتقل شده توسط خنک کننده گرمایش (بخار اشباع خشک)، کیلو وات؛ - گرمای جذب شده توسط خنک کننده گرم شده (آب)، کیلو وات؛ راندمان مبدل حرارتی، با در نظر گرفتن تلفات حرارتی برای محیط زیست.

معادله تعادل حرارتی هنگام تغییر وضعیت تجمع یکی از خنک کننده ها

,

که در آن، به ترتیب، سرعت جریان، گرمای تبخیر و دمای اشباع بخار اشباع خشک، کیلوگرم در ثانیه، kJ/kg، C. - دمای زیر خنک کننده میعانات، C؛ ظرفیت گرمایی میعانات سیال گرمایشی، kJ/(kg K)؛ - به ترتیب، سرعت جریان و ظرفیت گرمایی ویژه آب گرم، کیلوگرم بر ثانیه و کیلوژول/(کیلوگرم K) در دمای متوسط. - به ترتیب دمای اولیه و نهایی آب گرم شده، C.

بر اساس فشار خنک کننده گرمایش P 1 = 1.5 مگاپاسکال، دمای اشباع t n = 198.3 C و گرمای تبخیر r = 1946.3 kJ/kg را تعیین می کنیم.

تعیین دمای میعانات

با.

پارامترهای ترموفیزیکی میعانات در = 198.3 درجه سانتیگراد از:

چگالی 1 = 1963.9 کیلوگرم بر متر مکعب؛

ظرفیت گرمایی = 4.49 کیلوژول / (کیلوگرم K)؛

هدایت حرارتی 1 = 0.66 W / (m K)؛

ضریب ویسکوزیته دینامیکی 1 =13610 -6 Pas;

ویسکوزیته سینماتیکی n 1 = 1.5610 -7 m 2 / s.

عدد پراندتل Pr 1 = 0.92.

تعیین دمای آب

با.

پارامترهای ترموفیزیکی آب در = C از:

چگالی 2 = 1134.68 کیلوگرم بر متر مکعب؛

ظرفیت گرمایی = 4.223 کیلوژول / (کیلوگرم K)؛

هدایت حرارتی 2 = 0.68 W / (m K)؛

ضریب ویسکوزیته دینامیکی 2 = 26810 -6 Pas;

ویسکوزیته سینماتیکی n 2 = 2.810 -7 m 2 / s.

عدد پرانتل Pr 2 = 1.7.

گرما توسط آب گرم شده بدون تغییر حالت تجمع آن جذب می شود

حرارت منتقل شده توسط بخار اشباع خشک در هنگام تغییر حالت تجمع

مگاوات

مصرف سیال گرمایشی

کیلوگرم بر ثانیه

انتخاب الگوی جریان برای خنک کننده ها و تعیین میانگین اختلاف دما

شکل 1 نموداری از تغییرات دمای مایع خنک کننده را در امتداد سطح مبدل حرارتی در طول جریان مخالف نشان می دهد.

شکل 1 - نمودار تغییرات دمای مایع خنک کننده در امتداد سطح تبادل حرارت در جریان مخالف

در مبدل حرارتی، تغییر در حالت تجمع مایع خنک کننده گرمایش رخ می دهد، بنابراین، میانگین اختلاف دمای لگاریتمی با فرمول پیدا می شود.

.

با،

که در آن C اختلاف دمای زیاد بین دو خنک کننده در انتهای مبدل حرارتی است. C اختلاف دمای کمتر بین دو خنک کننده در انتهای مبدل حرارتی است.

ما مقدار تقریبی ضریب انتقال حرارت را می پذیریم

یا =2250 W/(m2 K).

سپس، از معادله انتقال حرارت پایه، مساحت سطح انتقال حرارت تقریبی است

متر 2.

2. محاسبه و انتخاب مبدل های حرارتی پوسته و لوله

بین لوله ها در یک مبدل حرارتی پوسته و لوله، مایع خنک کننده گرمایش حرکت می کند - بخار اشباع خشک متراکم می شود، در لوله ها - آب خنک کننده گرم شده، ضریب انتقال حرارت بخار متراکم بالاتر از آب است.

ما یک بخاری شبکه عمودی نوع PSVK-220-1.6-1.6 را انتخاب می کنیم (شکل 2).

ابعاد اصلی و مشخصات فنیمبدل حرارتی:

قطر کیس D = 1345 میلی متر.

ضخامت دیوار = 2 میلی متر.

قطر بیرونی لوله ها d = 24 میلی متر.

تعداد ضربات مایع خنک کننده z = 4.

تعداد کل لوله n = 1560.

طول لوله L = 3410 میلی متر.

مساحت سطح تبادل حرارت F = 220 متر مربع.

بخاری عمودی انتخاب شده است آب شبکه PSVK-220-1.6-1.6 (شکل 4) با سطح تبادل حرارت F = 220 متر مربع.

سمبلمبدل حرارتی PSVK-220-1.6-1.6: بخاری P; از آب شبکه; B عمودی؛ K برای اتاق های دیگ بخار؛ 220 متر مربع - مساحت سطح تبادل حرارت؛ 1.6 مگاپاسکال - حداکثر فشار عملیاتی گرمایش بخار اشباع خشک، MPa؛ 1.6 مگاپاسکال - حداکثر فشار عملیاتی آب شبکه.

شکل 2 - طرح بخاری عمودینوع آب شبکه PSVK-220: 1 - محفظه آب توزیع. 2 - بدن؛ 3 - سیستم لوله; 4 - محفظه آب کوچک؛ 5 - قسمت قابل جابجایی بدن; الف، ب - تامین و زهکشی آب شبکه؛ ب - ورودی بخار؛ G - تخلیه میعانات؛ د - حذف مخلوط هوا؛ E - تخلیه آب از سیستم لوله؛ K - به گیج فشار دیفرانسیل؛ L - به نشانگر سطح

محفظه دارای یک اتصال فلنج پایینی است که امکان دسترسی به ورق لوله پایینی را بدون برداشتن سیستم لوله فراهم می کند. یک الگوی جریان بخار تک گذر بدون مناطق راکد و آشفتگی استفاده می شود. طراحی محافظ بخار و بست آن بهبود یافته است. حذف مداوم مخلوط بخار و هوا معرفی شده است. قاب سیستم لوله معرفی شد و در نتیجه استحکام آن افزایش یافت. پارامترها برای لوله های تبادل حرارتی برنجی در نرخ جریان نامی آب شبکه و در فشار مشخص شده بخار اشباع خشک نشان داده شده است. مواد لوله - برنج، فولاد ضد زنگ، فولاد مس نیکل.

از آنجایی که تراکم فیلم بخار در مبدل حرارتی روی سطح بیرونی لوله های عمودی رخ می دهد، از فرمول زیر برای ضریب انتقال حرارت از متراکم شدن بخار اشباع خشک به دیواره استفاده می کنیم:

W/(m 2 K)،

که در آن = 0.66 W/(mK) ضریب هدایت حرارتی مایع اشباع است. = kg/m 3 - چگالی مایع اشباع در C. Pas ضریب ویسکوزیته دینامیکی یک مایع اشباع است.

اجازه دهید ضریب انتقال حرارت را برای فضای لوله تعیین کنیم ( خنک کننده گرم - آب).

برای تعیین ضریب انتقال حرارت لازم است که حالت جریان آب در لوله ها مشخص شود. برای انجام این کار، معیارهای رینولدز را محاسبه می کنیم:

,

که در آن d int = d-2 = 24-22 = 20 میلی متر = 0.02 متر - قطر داخلی لوله ها. n = 1560 - تعداد کل لوله ها. z = 4 - تعداد حرکات. ضریب ویسکوزیته دینامیکی آب را پاس کنید.

= 10 4 - رژیم جریان آشفته است، سپس معیار ناسلت از

,

ضریب انتقال حرارت از دیوار به خنک کننده گرم شده

W/(m 2 K)،

که در آن W/(m 2 K) ضریب هدایت حرارتی آب در C است.

بیایید سرعت آب را تعیین کنیم:

بررسی دمای دیوار:

ما فرض می کنیم که لوله ها از برنج ساخته شده اند، ضریب هدایت حرارتی st = 111 W/(m K) بر اساس.

بر اساس بالاترین مقدار ضریب انتقال حرارت از بخار به دیوار، ضریب انتقال حرارت را تعیین می کنیم:

W/(m 2 K).

ما مساحت سطح تبادل حرارت را تعیین می کنیم:

متر 2،

که در آن MW گرمای منتقل شده توسط سیال گرمایشی است. ج - اختلاف دمای متوسط.

موجودی:

.

3. روش گرافیکی- تحلیلی برای تعیین ضریبانتقال حرارت و گرمایش سطوح

ما ضریب انتقال حرارت را با استفاده از یک روش تحلیلی نموداری تعیین می کنیم، که برای اولین بار برای بخش های مختلف انتقال حرارت، رابطه بین چگالی را پیدا می کنیم. جریان دما q و اختلاف دما t.

الف) انتقال حرارت از بخار به دیوار.

ضریب انتقال حرارت با فرمول تعیین می شود

که در آن H=3.41m ارتفاع لوله ها در یک حرکت است.

برای مقدار یافت شده 1، چگالی شار حرارتی را تعیین می کنیم

با توجه به یک سری مقادیر، مقادیر مربوطه را محاسبه می کنیم و:

رابطه بین q 2 و t 2 به صورت گرافیکی با یک خط مستقیم نشان داده شده است (شکل 3).

ج) انتقال حرارت از طریق مقیاس

که در آن nak =3.49 W/(mS) هدایت حرارتی مقیاس است. ضخامت مقیاس

با توجه به یک سری مقادیر، مقدار را محاسبه می کنیم:

یک منحنی در شکل می سازیم. 3.

با اضافه کردن مختصات چهار وابستگی، منحنی کل تغییرات دما را می سازیم. از نقطه m در محور مختصات مربوطه، یک خط مستقیم به موازات محور آبسیسا بکشید تا با منحنی کل قطع شود. از نقطه تقاطع n، n عمود بر محور آبسیسا را ​​پایین می آوریم و مقدار q = 49500 W/m 2 را پیدا می کنیم.

شکل 3- وابستگی تنش حرارتی سطح حرارتی به اختلاف دما

در این مورد، ضریب انتقال حرارت

سطح گرمایش مبدل حرارتی

4. محاسبه و انتخاب مبدل حرارتی صفحه ای

من یک مبدل حرارتی استاندارد را انتخاب می کنم (شکل 4، جدول 2.13).

پارامترهای انتقال حرارت و پارامترهای اصلی مبدل های حرارتی صفحه تاشو (طبق GOST 15518-83) با مشخصات زیر:

سطح تبادل حرارت F=250m 2 ;

مساحت پلاتین f=0.6m2;

تعداد صفحات N=420;

قطر کانال معادل d e = 8.3mm;

کاهش طول کانال L=1.01m.

سطح مقطعکانال S=0.00245m2.

تعیین مبدل حرارتی TPR-0.6E-250-1-2-10 (شکل 4): T - مبدل حرارتی. P - لایه ای؛ R - قابل جمع شدن؛ 0.6 متر مربع - مساحت یک صفحه؛ E - نوع صفحه؛ 250 متر مربع - مساحت سطح تبادل حرارت؛ 1 - روی یک قاب کنسول؛ 2 - درجه مواد; 10 - درجه مواد واشر.

با استفاده از فرمول سرعت سیال را در کانال ها پیدا می کنیم

ام‌اس،

که در آن kg/s میزان جریان مایع خنک کننده گرم شده است. کیلوگرم بر مترمربع - چگالی آب در = 105 درجه سانتیگراد. N = 420 - تعداد صفحات دستگاه؛ S = 0.00245m2 سطح مقطع کانال.

شکل 4 - مبدل حرارتی صفحه واشر نوع TPR-0.6E-250-1-2-10

;

معیار ناسلت

;

ضریب انتقال حرارت به آب با استفاده از فرمول محاسبه می شود

W/(m 2 K).

مقدار دمای دیوار t st =(t n +/2=(198.3+170)/2=184.2 را تعیین می کنیم.

در این حالت، معیار رینولدز با استفاده از فرمول محاسبه می شود

ضریب انتقال حرارت از بخار اشباع خشک به دیوار

W/(m 2 K)،

که در آن = 240 ضریب بسته به نوع (مساحت) صفحه است، با f = 0.6 متر مربع.

رسانایی گرمایی از فولاد ضد زنگ l = 111 W/(mK).

سپس مقدار ضریب انتقال حرارت خواهد بود

W/(m 2 K).

روشن شدن معنا

دمای دیوار خواهد بود

از آنجایی که مقدار به دست آمده از دمای دیواره با مقدار پذیرفته شده تفاوت کمی دارد، سطح انتقال حرارت را محاسبه می کنیم.

سطح تبادل حرارت مورد نیاز

متر 2;

ذخیره سطح خواهد بود

.

5 . تجزیه و تحلیل مقایسه ای مبدل های حرارتی

با مقایسه مبدل های حرارتی پوسته و لوله و صفحه ای انتخاب شده، می توان نتیجه گرفت که مبدل حرارتی صفحه ای به خصوص از نظر ابعاد ترجیح داده می شود، زیرا طول کانال برای مبدل حرارتی صفحه ای L = 1.01 متر و برای پوسته- مبدل حرارتی و لوله L = 3.41 متر.

مبدل های حرارتی صفحه ای مقرون به صرفه هستند و از نظر عملکرد نسبت به بهترین مبدل های حرارتی پوسته و لوله برتری دارند.

بنابراین، می‌توان نتیجه گرفت که در مورد ما ترجیح داده می‌شود که یک مبدل حرارتی صفحه‌ای نصب کنیم، به خصوص که ذخیره سطح گرمایش آن در مقایسه با عدم وجود عملاً یکسان برای مبدل‌های حرارتی پوسته و لوله، درصد است - ممکن است بار حرارتی بالاتر از 46.2 مگاوات محاسبه شده.

جدول 1 - تحلیل مقایسه ای مبدل های حرارتی

6. محاسبه هیدرولیک مبدل های حرارتی پوسته و لوله، خطوط لوله آب و میعانات، انتخاب پمپ ها و تخلیه میعانات

افت فشار آب در فضای لوله با در نظر گرفتن ناهمواری لوله ها و مقاومت اتصالات ورودی و خروجی با فرمول تعیین می شود.

جایی که l ضریب مقاومت اصطکاک هیدرولیکی است. L - طول لوله، متر؛ w tr - سرعت جریان در داخل لوله ها، m/s. د - قطر داخلی لوله، متر؛ сtr - چگالی آب در داخل لوله ها، کیلوگرم بر متر مکعب. z - تعداد حرکات؛ o 1 = 2.5 - ضریب چرخش بین حرکت. = 1.5 - ضریب مقاومت هیدرولیکی اتصالات. - سرعت جریان در اتصالات، با فرمول، m / s تعیین می شود.

که در آن G tr مصرف آب، کیلوگرم بر ثانیه است. d w - قطر اتصالات، m، بسته به قطر پوشش تعیین می شود.

ضریب مقاومت اصطکاک هیدرولیکی در جریان سیال آشفته در داخل لوله ها با فرمول تعیین می شود.

که در آن Re tr عدد رینولدز برای فضای لوله است. e=D/d - نسبت مقدار زبری D=0.2 mm به قطر داخلی لوله d, mm.

مقاومت هیدرولیک

سرعت آب در لوله ها

که در آن چگالی آب در دمای 105 درجه سانتیگراد است.

قطر داخلی اتصالات d w = 300 mm = 0.3 متر در نظر گرفته شده است.

سرعت جریان آب در اتصالات

0.99 متر بر ثانیه

ضریب مقاومت اصطکاک هیدرولیک در جریان سیال آشفته در داخل لوله های ساخته شده از

,

که در آن e=/d=0.0002/0.02=0.01 - نسبت مقدار زبری = 0.2 میلی متر.

بنابراین، ما افت فشار را در فضای لوله مبدل حرارتی تعیین می کنیم:

پا.

سرعت میعانات در حلقه با فرمول تعیین می شود

0.4 متر بر ثانیه،

که در آن 0.03 متر مربع سطح مقطع جریان بین پارتیشن ها است. 1963.9 کیلوگرم بر متر مکعب - چگالی میعانات در دمای = 198.3 درجه سانتیگراد. افت فشار میعانات در حلقه با فرمول تعیین می شود.

که در آن Re mtr عدد رینولدز برای حلقه است. u mtr - سرعت جریان میعانات در فضای بین لوله، m/s. с mtr - چگالی میعانات در حلقه، کیلوگرم بر متر مکعب. o=1.5 - ضریب مقاومت هیدرولیکی ورودی و خروجی آب در فضای بین لوله. x=4 - تعداد پارتیشن های بخش. m تعداد ردیف لوله هایی است که توسط جریان میعانات در فضای بین لوله ها غلبه می کنند که با فرمول تعیین می شود.

که در آن mtr.sh نرخ جریان میعانات در اتصالات، m/s است که با فرمول تعیین می شود.

0.17 متر بر ثانیه،

که در آن G 1 = 23.73 کیلوگرم بر ثانیه - جریان میعانات. kg/m 3 - چگالی میعانات در دمای = 198.3 C؛ d mtr.w = 0.3 متر - قطر اتصالات به پوشش ساخته شده از .

= 8226.2 Pa.

نتیجه

در کار محاسباتی و گرافیکی، یک محاسبات تأییدی مبدل های حرارتی پوسته و لوله و صفحه ای برای گرم کردن آب به دلیل گرمای تراکم بخار آب انجام شد. در نتیجه، مبدل های حرارتی استاندارد انتخاب شدند:

برای گرم کردن آب به دلیل گرمای تراکم بخار آب PSVK-220-1.6-1.6؛

بر اساس نتایج محاسبات تأیید، نتایج زیر به دست آمد: بار حرارتیمگاوات؛ ضریب انتقال حرارت محاسبه شده W/(m 2 K)؛ سطح استاندارد تبادل حرارت در بخش اول = m2.

ضریب انتقال حرارت طراحی مبدل حرارتی صفحه ای W/(m2 K) و سطح استاندارد تبادل حرارتی 250 متر مربع است.

یک محاسبه هیدرولیکی با در نظر گرفتن مقاومت های محلی و همچنین تلفات فشار در خطوط لوله انجام شد که طول آن به طور مستقل گرفته شد.

پمپ های خنک کننده با در نظر گرفتن دبی آنها و فشاری که پمپ ها باید ایجاد کنند انتخاب شدند. برای خنک کننده گرم - پمپ X90/85، برای میعانات خنک شده - پمپ X90/33. موتورهای الکتریکی AO-103-4 و AO2-91-2 نیز برای تغذیه پمپ ها انتخاب شدند. برای تخلیه میعانات، یک زهکش کندانس از نوع KA2X26.16.13 با فشار بخار 1.3 مگاپاسکال انتخاب شد.

فهرست منابع مورد استفاده

1. Kartavskaya V.M. تجهیزات انتقال حرارت و انتقال جرم نیروگاه های حرارتی و شرکت های صنعتی [منبع الکترونیکی]: کتاب درسی. کمک هزینه - ایرکوتسک: انتشارات ISTU، 2014.

2. الکساندروف A.A.، Grigoriev B.A. جداول خواص ترموفیزیکیآب و بخار آب: کتاب مرجع. - M.: MPEI Publishing House, 2006. - 168 p.

3. Avchukhov V.V., Payuste B.Ya. کتاب مسئله فرآیندهای انتقال گرما و جرم: کتاب درسی. کمک هزینه M.: Energoatomizdat, 1986. - 144 p.

4. لبدف P.D. تبادل حرارت، خشک کردن و واحدهای برودتی: کتاب درسی راهنما - M.: انرژی، 1972. - 317 ص.

5. تجهیزات تبادل حرارتی برای تاسیسات صنعتی و سیستم های تامین حرارت. کاتالوگ صنعتی [منبع الکترونیکی]. - M.: FSUE VNIIAM، 2004.

6. فرآیندها و دستگاه های اساسی تکنولوژی شیمیایی: دفترچه راهنمای طراحی / ویرایش. یو.آی. دیتنرسکی - م.: اتحاد، 2008. - 496 ص.

7. تجهیزات برای سیستم های بخار و میعانات. کاتالوگ صنعتی [منبع الکترونیکی]. - حالت دسترسی: http://www.relasko.ru (29 آوریل 2015).

ارسال شده در Allbest.ru

اسناد مشابه

طرح کلیواحد پاستوریزاسیون - خنک کننده و ویژگی های طراحی مبدل های حرارتی صفحه ای. تاثیر آلودگی و ویژگی های طراحی مبدل های حرارتی صفحه ای بر ضریب انتقال حرارت نصب فیلتر روشنایی

کار دوره، اضافه شده در 2014/06/30


محاسبه نمودار حرارتی دیگ بخار. انتخاب دیگهای بخار و محاسبه هیدرولیک خطوط لوله. انتخاب روش تصفیه آب و مبدل های حرارتی. محاسبه آیرودینامیکی مسیر گاز-هوای یک اتاق دیگ بخار، افزایش دماو دریچه های انفجار

کار دوره، اضافه شده در 2014/12/25


محاسبه حالت عملکرد و شاخص های بازده نصب یک پمپ حرارتی. انتخاب پمپ ها، مدارها برای روشن کردن اواپراتورها، کندانسورها، قطر خط لوله. محاسبه حرارتی و انتخاب مبدل های حرارتی. توسعه نمودار شماتیکسیستم های تامین آب

کار دوره، اضافه شده در 2014/03/23


تجزیه و تحلیل مقایسه ای مبدل های حرارتی. فرآیند تکنولوژیکیگرمایش روغن سبزیجات. مهندسی حرارتی، ساختاری، هیدرولیک و محاسبات مقاومت مبدل حرارتی. تعیین عایق حرارتی سطوح داخلی و خارجی لوله.

پایان نامه، اضافه شده 09/08/2014


محاسبات حرارتی، ساختاری و هیدرولیکی یک مبدل حرارتی پوسته و لوله. تعیین مساحت سطح انتقال حرارت. انتخاب مصالح ساختاری و روش قرار دادن ورق های لوله. انتخاب پمپ با فشار مورد نیاز هنگام پمپاژ آب.

کار دوره، اضافه شده 01/15/2011


نوع مبدل حرارتی و واحد دیگ بخار. سطح انتقال حرارت برای انتقال مقدار معینی از گرما. ویژگی های اصلی عملکرد مبدل های حرارتی تماسی. انتخاب اندازه استاندارد مبدل حرارتی محاسبات حرارتی، سازه ای و هیدرولیکی.

کار دوره، اضافه شده در 02/08/2011


هدف، طراحی و طبقه بندی مبدل های حرارتی، ویژگی های عملکردی و طراحی آنها. الگوهای جریان مایع خنک کننده؛ میانگین اختلاف دما محاسبات حرارتی و هیدرومکانیکی و انتخاب مبدل حرارتی صفحه ای بهینه.

کار دوره، اضافه شده در 04/10/2012


انتخاب و محاسبه طرح حرارتی. مشخصات تجهیزات کانال های آب-آب و گاز-هوا. محاسبه و انتخاب مبدل های حرارتی تامین سوخت با تسمه نقاله. اتوماسیون دیگ بخار KV-TS-20. محاسبه شاخص های فنی و اقتصادی دیگ بخار.

پایان نامه، اضافه شده در 2011/07/30


اطلاعات سیستم کنترل خودکارو مقررات. قوانین خطی اساسی سیستم های کنترل ترکیبی و آبشاری تنظیم فرآیندهای حرارتی، مبدل های حرارتی پوسته و لوله. اتوماسیون نیروگاه های جذب و تبخیر.

دوره سخنرانی ها، اضافه شده در 12/01/2010


مفهوم، انواع، هدف فناورانهو طراحی مبدل های حرارتی خواص ترموفیزیکی خنک کننده ها محاسبه حرارتی، چیدمان و هیدرولیک مبدل حرارتی. ویژگی های بخاری، طبقه بندی و اصول عملکرد آن.

آنها ساپریکین، فن‌شناس ارشد،
PNTK Energy Technologies LLC، نیژنی نووگورود

معرفی

کاربرد گسترده مبدل های حرارتی انواع مختلفدر مهندسی برق حرارتی و سایر زمینه‌های فناوری، نیاز به یک روش محاسبه وجود دارد که به فرد اجازه می‌دهد تا به سرعت پارامترهای خنک‌کننده‌ها را برای شرایط عملیاتی خارج از طراحی دوباره محاسبه کند.

این نیاز عمدتاً مربوط به متخصصانی است که در زمینه طراحی و بهره برداری از سیستم های حاوی مبدل های حرارتی کار می کنند.

آگاهی از "رفتار" مبدل های حرارتی (HE) در حالت های خارج از طراحی ضروری است: انتخاب درستتجهیزات (پمپ ها، شیرهای کنترل و سایر عناصر سیستم های خط لوله، از جمله تعمیر و نگهداری)؛ برای تعیین مقدار جریان گرما و نرخ جریان مایع خنک کننده در غیاب دبی سنج. برای ارزیابی درجه تمیزی (آلودگی) سطوح گرمایش و برای اهداف دیگر.

امروزه بازار تجهیزات مبادله حرارتی شامل تولیدکنندگان خارجی و داخلی است که تولیدات بسیار زیادی را انجام می دهند طیف گسترده ایکه روش‌های محاسبه موجود همیشه ویژگی‌های تجهیزات فنی خاص و خواص ترموفیزیکی آب را در نظر نمی‌گیرند.

درخواست برای تولید کنندگان تجهیزات با درخواست برای انجام محاسبات اضافی برای تجهیزات موجود که در حال کار هستند همیشه راحت یا حتی غیرممکن نیست.

انواع مختلف و انواع تعمیر و نگهداری متفاوت است ویژگی های طراحی، جریان گرمای محاسبه شده، محدوده دمای مایع خنک کننده. هر سازنده تجهیزات تبادل حرارتی برنامه های منحصر به فرد خود را برای محاسبه تعمیر و نگهداری با در نظر گرفتن ویژگی های فردی آنها دارد.

با پارامترهای یکسان - جریان گرما و چهار دمای خنک کننده در درگاه ها - سیالات انتقال حرارت از تولید کنندگان مختلف در ضرایب انتقال حرارت (HTC) و مناطق سطح گرمایش متفاوت است. یعنی اطلاعاتی در مورد ویژگیهای فردیاین TO در ویژگی های طراحی آن موجود است.

روش محاسبه تایید برای مبدل های حرارتی

مبتنی بر توصیف فرآیند انتقال حرارت همرفتی با استفاده از معیار ناسلت است.

شما میزان جریان گرما و جریان خنک کننده را محاسبه می کنید.

باید در نظر داشت که هنگام حل مسائل 1-3، مقدار Q بسیار به دقت اندازه گیری چهار دما در درگاه های TO بستگی دارد.

برای کار 10 - تعیین درجه تمیزی سطح گرمایش β - فرمولی برگرفته از معادله کلی (1) پیشنهاد شده است:

مثال های محاسباتیمحاسبات با استفاده از فرمول 1 و 3 m=0.73 انجام شد.

در نقاط گرمایش سیستم ها گرمایش منطقه ای TO برای گرمایش در نظر گرفته شده است آب لوله کشیبرای نیازهای تامین آب گرم (DHW)، آنها در محدوده دمایی بسیار وسیعی کار می کنند.

درجه حرارت آب DHWدر ورودی مرکز نگهداری در طول روز از 5 تا 50 درجه سانتی گراد متغیر است (گردش -

در صورت عدم تامین آب). به نوبه خود، در طول فصل، دمای مایع خنک کننده در ورودی به مبدل حرارتی می تواند از 70 تا 150 درجه سانتی گراد متغیر باشد.

علاوه بر این، جریان گرمایی برای DHW که توسط مرکز نگهداری در طول روز در غیاب مخازن ذخیره منتقل می شود. آب گرم، می تواند 10 بار یا بیشتر تغییر کند.

روی میز شکل 2 محاسبات حالت های عملکرد یک PHE تک گذر نوع M 10V با سطح گرمایش 30.96 متر مربع را نشان می دهد. PHE برای ارائه حداکثر حرارت ساعتی طراحی شده است بارهای DHW 2000 کیلووات و متصل به شبکه های گرمایش در مدار موازی. دماهای طراحی برای انتخاب PHE عبارتند از:

■ برای گرم کردن آب: در ورودی PT01 τ1=70 درجه سانتیگراد. در خروجی از PHE t2 = 30 درجه سانتیگراد.

■ برای آب گرم: در ورودی PHEτ2=5 درجه سانتیگراد. در خروجی از PHE τ1 = 60 درجه سانتیگراد.

حالت 1 - محاسبه شده است.

حالت 2 حداکثر است حالت زمستانی، دمای آب گرمایش است

t1=130 درجه سانتی گراد. در این حالت، سرعت جریان G1 به 14.2 تن در ساعت کاهش می یابد و دمای t2 به 8.9 درجه سانتیگراد کاهش می یابد.

حالت 3 وجود لایه ای از مقیاس S=0.1 میلی متر را فرض می کند. برای اطمینان از دمای τ1 =60 درجه سانتیگراد، سرعت جریان G1 به 65 تن در ساعت و دمای t2 به 43.6 درجه سانتیگراد افزایش می یابد.

حالت 4 وجود لایه ای از مقیاس S=0.3 میلی متر را فرض می کند (β=0.46). اگر در سمت گرمایش امکان افزایش بیشتر دبی بیش از Θ^δδ t/h وجود نداشته باشد، Q به 1648 کیلووات کاهش می یابد، t2 به 48.2 درجه سانتیگراد افزایش می یابد و t1 به 50.3 درجه سانتیگراد کاهش می یابد.

حالت های 5 و 6 گردش هستند. در حالت 6 در t1=130 درجه سانتی گراد، مصرف سیال گرمایشی به 6^2 تن در ساعت کاهش می یابد (بیش از 20 برابر نسبت به حالت 1).

نتیجه گیری

1. روشی برای تأیید محاسبات مبدلهای حرارتی تک گذری ضد جریان آب به آب پیشنهاد شده است که شامل معادله ای است که جریان گرما را به چهار دمای خنک کننده در پورت ها در درجات مختلف تمیزی سطوح انتقال حرارت مربوط می کند.

2. بر اساس معادلات پیشنهادی، می توان پارامترهای خنک کننده را برای هر حالت دیگری با استفاده از حالت طراحی شناخته شده تعمیر و نگهداری (که مشخصات طراحی آن عبارتند از: جریان گرما، ضریب انتقال حرارت، چهار درجه حرارت خنک کننده، درجه خلوص) محاسبه کرد. . به طور خاص، در صورت عدم وجود دبی سنج، مقدار جریان گرما و نرخ جریان مایع خنک کننده را بر اساس نتایج اندازه گیری چهار دما در پورت های تعمیر و نگهداری تعیین کنید.

3. روش پیشنهادی به راحتی می تواند برای محاسبه مبدل های حرارتی تک گذر جریان مخالف با رسانه های مایع غیر از آب سازگار شود.

ادبیات

1. SP 41-101 -95. نقاط گرمایشی

2. Zinger N.M., Taraday A.M., Barmina L.S. مبدل های حرارتی صفحه ای در سیستم های تامین حرارت M.: Energoatomizdat، 1995.

3. Orbis V.S., Adamova M.A. به سمت تشخیص شرایط فنیمبدل های حرارتی // صرفه جویی در انرژی. 2005. شماره 2.

هدف از محاسبات تأیید، تعیین بار حرارتی دستگاه و دمای نهایی مایع خنک کننده است. و با هزینه های داده شده خود و و دمای اولیه و . محاسبات بر اساس همان معادلات تعادل حرارتی و انتقال حرارت است، یعنی.

.

سطح انتقال حرارت هنگام حل چنین مسائلی مشخص است، ضریب انتقال حرارت را می توان محاسبه کرد، زیرا خواص فیزیکی خنک کننده ها شناخته شده است.

اتصال بین و با
و
با نسبت ها بیان می شود:

,

.

ارتباط
با
و
با ماهیت حرکت نسبی مایع خنک کننده تعیین می شود.

با جریان متقابل

.

با در نظر گرفتن تعادل حرارتی
,

.

با توجه به معادله انتقال حرارت

,

.

با استفاده از معادلات فوق می توانید کمیت های مجهول را پیدا کنید
و
:

;

.

به طور مشابه برای جریان رو به جلو:

;

.

تعیین کردن
و
، بار حرارتی را از تراز حرارتی محاسبه کنید .

اگر دمای مایع خنک کننده کمی در امتداد سطح تبادل حرارت تغییر کند (
) و توزیع آنها را می توان خطی فرض کرد، می توانید با گرفتن یک محاسبه تقریبی استفاده کنید.

از معادله تعادل حرارتی

,

.

با در نظر گرفتن آخرین عبارات

.

بار حرارتی با توجه به معادله انتقال حرارت

.

محاسبه مبدل های حرارتی احیا کننده

بدنه کار مبدل های حرارتی احیا کننده یک نازل است که به طور متناوب با خنک کننده های گرم و سرد شسته می شود. دوره گرم شدن نازل (مدت ) با یک دوره خنک کننده (مدت) جایگزین می شود ). این فرآیند غیر ثابت است، زیرا دمای نازل و مایع خنک کننده در طول زمان تغییر می کند.

محاسبه مبدل های حرارتی احیا کننده بر اساس ویژگی های متوسط ​​برای یک چرخه متشکل از دوره های گرمایش و سرمایش انجام می شود. مدت چرخه

.

مقدار گرمای منتقل شده در هر سیکل

,

جایی که
- میانگین ضریب انتقال حرارت در دوره های گرمایش و سرمایش.
- دمای متوسط ​​مایع خنک کننده داغ در طول دوره گرمایش نازل؛
- دمای متوسط ​​خنک کننده سرد در طول دوره گرمایش نازل؛
- سطح نازل.

مقدار گرمای انتقال یافته به نازل در طول دوره گرمایش آن است

,

جایی که و - میانگین ضریب انتقال حرارت و دمای دیواره در طول دوره گرمایش نازل.

مقدار گرمایی که نازل در طول دوره خنک شدن آن منتشر می کند، می باشد

,

جایی که و - میانگین ضریب انتقال حرارت و دمای دیواره در طول دوره سرد شدن نازل.

با روندی ثابت

.

از این رو،

از این برابری ها، در نتیجه تبدیل های ساده، به دست می آوریم:

.

پس از محاسبه ضریب انتقال حرارت
بار حرارتی مبدل حرارتی را تعیین کنید ، یا سطح نازل
.

احیا کننده که برای آن
، ایده آل نامیده می شود. برای او

.

اگر علاوه بر این
، آن

.

در این مورد، معادلات مورد استفاده برای مبدل های حرارتی بازیابی برای محاسبات مناسب است.

محاسبه مبدل های حرارتی اختلاط

در دستگاه های اختلاط انتقال حرارت از طریق تماس مستقیم و اختلاط مایع خنک کننده صورت می گیرد. یک مثال معمولی از چنین مبدل های حرارتی یک کندانسور بارومتریک است (به بخش 8.3 مراجعه کنید).

هنگام محاسبه یک کندانسور بارومتریک، نرخ جریان آب خنک کننده تعیین می شود
، ابعاد محفظه و تعداد قفسه ها، ابعاد لوله بارومتریک و مقدار هوای خارج شده توسط پمپ خلاء.

بی توجهی به گرمای هوای خروجی، مصرف آب
برای تراکم کامل بخار در مقدار
از تعادل حرارتی تعیین می شود

,

جایی که - آنتالپی بخار؛
و
- دمای اولیه و نهایی آب

قطر بدنه کندانسور با حجم شناخته شده بخار در فشار کاری در کندانسور و سرعت حرکت بخار در بخش آزاد بدنه برابر با 18-22 متر بر ثانیه تعیین می شود. سطح مقطع لوله ها روی بدنه کندانسور بسته به سرعت های زیر محاسبه می شود: برای بخار ورودی به کندانسور - 40 ÷ 50 متر بر ثانیه. برای هوا - 12 ÷ 15 متر بر ثانیه؛ برای آب خنک کننده - 1.0 ÷ 1.2 m / s. برای آب فشارسنجی - 0.3 ÷ 0.5 m / s. فاصله سازه ای بین قفسه ها یکسان فرض می شود:

,

جایی که
- قطر بدنه خازن

دمای نهایی آب بارومتری که از کندانسور خارج می شود 3 تا 4 درجه سانتی گراد زیر دمای اشباع در نظر گرفته می شود.

تعداد قفسه مورد نیاز خازن را می توان با استفاده از فرمول محاسبه کرد

,

جایی که - دمای بخار اشباع؛
– دمای آب در خروجی قفسه اول.

درجه حرارت
از رابطه قابل محاسبه است

,

جایی که
- قطر معادل یک جت صاف؛ و - عرض و ضخامت جت؛
- سرعت جریان جت،
;- جریان آب فشارسنجی

ارتفاع لوله بارومتریک
(از سطح آب در مخزن فشارسنجی تا لوله بخار در محفظه):

.

اینجا
- خلاء در کندانسور، کیلو پاسکال؛ 102 - فشار بر حسب کیلو پاسکال، مربوط به 760 میلی متر جیوه. هنر.
- سرعت آب و میعانات در لوله فشارسنجی (گرفته شده 0.3 ÷ 0.5 m / s)؛
– مجموع ضرایب مقاومت در ورودی آب به لوله و در خروجی از آن (گرفته شده
);– ضریب مقاومت اصطکاک (
);- قطر داخلی لوله فشارسنجی

در آخرین معادله، مولفه اول ارتفاع ستون آب در لوله است که برای متعادل کردن فشار اتمسفر لازم است، مولفه دوم فشار لازم برای غلبه بر مقاومت در لوله فشارسنجی و انتقال سرعت به آب است.
. ارتفاع 0.5 متری اضافه می شود تا با افزایش خلاء، آب به لوله بخار کندانسور سرازیر نشود و وارد دستگاه مجاور آن نشود.

قطر لوله بارومتریک از معادله سرعت جریان مخلوط میعانات بخار بدست آمده است
و آب
، در امتداد آن حرکت می کند،

(- چگالی آب در یک لوله فشار سنجی).

برای تعیین مقدار هوا ، که توسط پمپ خلاء از کندانسور پمپ می شود، از فرمول تجربی استفاده کنید

حجم هوای مکیده شده

,

جایی که - ثابت گاز برای هوا،
J/(کیلوگرم K)؛ - دمای هوا،؛ - فشار جزئی هوا،
(- فشار کل در کندانسور - فشار بخار جزئی برابر با فشار اشباع در دما ).

آنها ساپریکین، مهندس، PNTK Energy Technologies LLC، نیژنی نووگورود

معرفی

هنگام توسعه یا راه‌اندازی نیروگاه‌های حرارتی و نیروگاهی مختلف، از جمله تجهیزات تبادل حرارت، به‌ویژه مبدل‌های حرارتی صفحه‌ای (PHE)، اغلب لازم است محاسبات دقیقمدارهای حرارتی در طیف گسترده ای از پارامترهای قدرت و خنک کننده.

PHE ها، بر خلاف مبدل های حرارتی پوسته و لوله، دارای طیف گسترده ای از اشکال، اندازه صفحه و پروفیل های سطوح انتقال حرارت خود هستند. حتی در همان اندازه صفحه نیز به انواع به اصطلاح "سخت" تقسیم می شود اچو انواع "نرم". Lصفحاتی که در انتقال حرارت و ضرایب مقاومت هیدرولیکی متفاوت هستند. بنابراین، PTA، به دلیل در دسترس بودن مجموعه‌ای از پارامترهای طراحی، عمدتاً برای یک سفارش خاص تولید می‌شوند.

تولید کنندگان بزرگ PHE روش های اثبات شده خود را برای تشدید فرآیندهای انتقال حرارت، اندازه استاندارد صفحات و برنامه های انحصاری برای انتخاب و محاسبه آنها دارند.

ویژگی های فردی PTA در مورد محاسبات حرارتی عمدتاً در تفاوت در مقادیر ثابت است. الف، م، ن، ردر بیان عدد ناسلت که در تعیین ضرایب انتقال حرارت نقش دارد.

, (1)
جایی که دوبارهعدد رینولدز؛

Pr-شماره Prantl برای مایع خنک کننده؛

Pr s -عدد Prantl برای خنک کننده ها در سطح دیواره تقسیم.

دائمی الف، م، ن، ربه صورت تجربی تعیین می شوند، که بسیار کار بر است؛ ارزش های آنها موضوع مالکیت معنوی است و توسط تولید کنندگان PTA فاش نمی شود.

در نتیجه این شرایط، هیچ روش واحدی برای محاسبات تأیید حرارتی حالت‌های متغیر وجود ندارد که کل محدوده PTA را پوشش دهد.

روشی برای تأیید محاسبات حرارتی مدهای متغیر PTA پیشنهاد شد، بر اساس این واقعیت که اطلاعات لازممقادیر ویژه ثابت های ذکر شده را می توان از حالت طراحی شناخته شده با مدل سازی تعیین کرد فرآیند حرارتی. در اینجا منظور ما حالت طراحی یک مبدل حرارتی "تمیز" است، زمانی که تمام پارامترها بدون به اصطلاح فاکتور آلودگی تعیین می شوند.

مدل‌سازی با استفاده از معادلات معیار انتقال حرارت همرفتی با در نظر گرفتن خواص ترموفیزیکی آب انجام شد: ظرفیت گرمایی، هدایت حرارتی، انتشار حرارتی، ویسکوزیته سینماتیکی، چگالی.

با این حال، برخی از مسائل مربوط به محاسبات حالت های PTA متغیر حل نشده باقی مانده است. هدف از این مقاله گسترش قابلیت های محاسبه حالت های متغیر PTA های تک گذر آب-آب است.

محاسبه تایید بهینه مبدل های حرارتی صفحه ای

در توسعه روش محاسبه، معادله ساده تری در زیر ارائه شده است که از معادله 1 در نتیجه تبدیل های یکسان به دست آمده و حاوی ثابت (از این پس ثابت نامیده می شود) PTA است. با او:

, (2)
جایی که س –توان حرارتی از طریق PTA، کیلووات؛

Rc- مقاومت حرارتی دیوار (صفحه)، m 2 ° C / W.

R n- مقاومت حرارتی لایه رسوبات مقیاس، m 2 ° C / W.

اف = (n pl– 2) · ℓ ال- سطح کل تبادل حرارت، متر مربع؛

n pl -تعداد بشقاب، عدد.

ℓ - عرض یک کانال، متر؛

L- کاهش طول کانال، متر؛

∆t- اختلاف لگاریتمی در دمای مایع خنک کننده، درجه سانتیگراد.

Θ = Θ g + Θ n –مجتمع ترموفیزیکی کل (TPC)، با در نظر گرفتن خواص ترموفیزیکی آب. TPA برابر است با مجموع TPA عامل گرمایشی Θ gو TPA گرم می شود Θ nخنک کننده ها:

, , (3, 4),
جایی که

t 1، t 2 -دمای سیال گرمایشی در ورودی و خروجی PHE، درجه سانتیگراد.

τ 1، τ 2 -دمای مایع خنک کننده گرم شده در خروجی و ورودی PHE، درجه سانتیگراد.

ارزش های ثابت m، n، rبرای منطقه جریان خنک کننده آشفته در این مدل، موارد زیر اتخاذ شد: متر = 0,73, n = 0,43، ر= 0.25. ثابت ها تو = 0,0583, y 0.216 = با تقریب مقادیر خواص ترموفیزیکی آب در محدوده 5-200 درجه سانتیگراد با در نظر گرفتن ثابت ها تعیین شد. m، n، r.ثابت آبه عوامل زیادی از جمله ثابت های پذیرفته شده بستگی دارد m، n، rو به طور گسترده ای متفاوت است آ = 0,06-0,4.

معادله برای با او، از طریق پارامترهای محاسبه شده PTA بیان می شود:

, (5)
جایی که K r -ضریب انتقال حرارت محاسبه شده، W/(m2 · درجه سانتی گراد).

معادله برای با اواز طریق ویژگی های هندسی بیان می شود:

, (6)
جایی که z- فاصله بین صفحات، متر.

از محلول مشترک 5 و 6 مقدار مشخص می شود آبرای این PTA سپس با توجه به معلوم آضرایب انتقال حرارت را می توان تعیین کرد α gو α n:

, (7, 8)
جایی که f = (npl - 1) · ℓ · z/2 - سطح مقطع کل کانال ها؛

d e= 2 · z –قطر مقطع کانال معادل، متر.

از 7، 8 نتیجه می شود که مقدار ثابت آدر ثابت های داده شده m، n، rنشانگر اثربخشی PTA است.

ثابت اوهمچنین می توان به صورت تجربی بر اساس نتایج اندازه گیری یکباره پارامترها در دو حالت عملیاتی مختلف PTA تعیین کرد. پارامترهای اندازه گیری شده در این مورد مقادیر توان حرارتی است که با شاخص های 1 و 2 مشخص شده اند. مقادیر چهار درجه حرارت مایع خنک کننده:

. (9)

همین امر در مورد مواردی که پارامترهای طراحی PTA ناشناخته هستند صدق می کند. اینها شامل موقعیت هایی است که برای یک PTA در حال کار، اطلاعاتی در مورد آن وجود دارد پارامترهای اولیهناشناخته، به عنوان مثال، گم شده است، یا PTA با تغییر سطح گرمایش (تغییر تعداد صفحات نصب شده) بازسازی شده است.

در عمل، موقعیت‌هایی اغلب زمانی ایجاد می‌شوند که لازم باشد تغییر کنیم، به عنوان مثال، محاسبه‌های ارسالی را افزایش دهیم قدرت حرارتی PTA. این کار با نصب تعداد بیشتری صفحه انجام می شود. وابستگی توان حرارتی محاسبه شده به تعداد صفحات نصب شده اضافی، به دست آمده از رابطه 2 با در نظر گرفتن 6، به شرح زیر است:

. (10)

به طور طبیعی، زمانی که تعداد صفحات تغییر می کند، ثابت است با اوتغییر خواهد کرد و یک مبدل حرارتی متفاوت خواهد بود.

به طور معمول، پارامترهای PTA عرضه شده با ضریب آلودگی نشان داده شده توسط مقاومت حرارتی لایه مقیاس ارائه می شود. R n r(حالت اصلی). فرض بر این است که در حین کار، پس از مدت زمان معینی، به دلیل تشکیل مقیاس، لایه ای از رسوبات مقیاس با مقاومت حرارتی "محاسبه شده" روی سطح تبادل حرارت تشکیل می شود. بعد، پس از این، تمیز کردن سطح تبادل حرارت ضروری است.

در طول دوره اولیه عملکرد PTA، سطح تبادل حرارت بیش از حد خواهد بود و پارامترها با پارامترهای حالت اولیه متفاوت خواهند بود. اگر قدرت منبع گرمایی کافی وجود داشته باشد، PHE می تواند "اورکلاک" کند، یعنی انتقال حرارت را فراتر از مقدار مشخص شده افزایش دهد. برای بازگشت انتقال حرارت به مقدار تنظیم شده، لازم است جریان مایع خنک کننده در مدار اولیه کاهش یابد یا دمای منبع کاهش یابد؛ در هر دو حالت، دمای برگشت نیز کاهش می یابد. در نتیجه، رژیم جدیدی از PTA "خالص" با Q صو R n p = 0، از اصل به دست آمده است Q صو R n p > 0، برای PTA محاسبه خواهد شد. تعداد بی نهایتی از این حالت های محاسباتی وجود دارد، اما همه آنها با وجود یک ثابت متحد می شوند. او.

برای جستجوی پارامترهای طراحی از پارامترهای اصلی، معادله زیر پیشنهاد شده است:

, (11),
جایی که در سمت راست شناخته شده است به بیرون، t 1، t 2، τ 1، τ 2،(از این رو و Θ اشاره), R s, R n R,در سمت چپ ناشناخته هستند t 2 r، ϴ r, بالا.به عنوان یک ناشناخته در عوض t 2یکی از دماهای باقی مانده را می توان پذیرفت t 1، τ 1، τ 2یا ترکیبی از آنها

به عنوان مثال، در یک اتاق دیگ بخار لازم است یک PTA با پارامترهای زیر نصب شود: Q ص= 1000 کیلو وات، t 1= 110 درجه سانتیگراد، t 2= 80 درجه سانتیگراد، τ 1= 95 درجه سانتیگراد، τ 2= 70 درجه سانتی گراد تامین کننده یک PHE با سطح تبادل حرارت واقعی ارائه کرد اف= 18.48 متر مربع با ضریب آلودگی R n r = 0.62·10 -4 (ضریب ایمنی δf = 0,356); K r= 4388 W/(m2 · درجه سانتی گراد).

جدول، به عنوان مثال، سه حالت طراحی متفاوت را نشان می دهد که از حالت اصلی به دست آمده است. ترتیب محاسبه: با استفاده از فرمول 11، ثابت محاسبه می شود با او; با استفاده از فرمول 2، حالت های طراحی لازم تعیین می شود.

جدول.حالت های اولیه و طراحی PTA.

نام	بعد، ابعاد، اندازه	تعیین	شرایط حرارتی
			اصلی	محاسبه 1	محاسبه 2		محاسبه 3
قدرت حرارتی	کیلووات	س	1000	1090	1000	1000
موجودی	-	δf	0,356	0,000	0,000	0,000
سطح خلوص	-	β	0,738	0,000	1,000	1,000
دمای ورودی آب گرم	درجه سانتی گراد	t 1	110,0	110,0	110,0	106,8
دمای گرمایش آب خروجی	درجه سانتی گراد	t 2	80,0	77,3	75,4	76,8
دمای خروجی آب گرم	درجه سانتی گراد	τ 1	95,0	97,3	95,0	95,0
اختلاف دمای لگاریتمی	درجه سانتی گراد	∆t	12,33	9,79	9,40	9,07
TFC	-	ϴ	4,670	4,974	4,958	4,694
ضریب انتقال حرارت	W/(m2°C)	ک	4388	6028	5736	5965
مصرف آب گرمایشی	t/h	G 1	28,7	28,7	24,9	28,7
مصرف آب گرم	t/h	G 2	34,4	34,4	34,4	34,4
مقاومت حرارتی لایه مقیاس	متر 2 درجه سانتیگراد/W	10 4 · R n	0,62	0	0	0
ثابت PTA	-	او	-	0,2416

حالت طراحی 1 شتاب PTA را نشان می دهد ( س= 1090 کیلو وات) به شرطی که منبع انرژی حرارتی قدرت کافی داشته باشد، در حالی که در دبی ثابت دما t 2به 77.3 کاهش می یابد و دما τ 1تا 97.3 درجه سانتی گراد افزایش می یابد.

حالت طراحی 2 وضعیتی را شبیه سازی می کند که در آن یک شیر تنظیم کننده دما بر روی خط لوله با یک سیال گرمایشی به منظور حفظ دمای ثابت نصب می شود. τ 1= 95 ° C، مصرف سیال گرمایشی را به 24.9 تن در ساعت کاهش می دهد.

حالت طراحی 3 وضعیتی را شبیه سازی می کند که منبع انرژی حرارتی قدرت کافی برای شتاب دادن به PHE را ندارد، در حالی که هر دو دمای مایع خنک کننده گرمایش کاهش می یابد.

ثابت با اویک مشخصه تجمعی است که شامل مشخصات هندسی و پارامترهای حرارتی محاسبه شده است. ثابت در طول کل عمر مفید PTA بدون تغییر است، مشروط بر اینکه کمیت و کیفیت اولیه (نسبت تعداد صفحات) اچو L) صفحات نصب شده

بنابراین، PTA را می توان مدل سازی کرد، که راه را برای انجام محاسبات تأیید لازم برای ترکیب های مختلف داده های اولیه باز می کند. پارامترهای مورد نیاز می توانند عبارتند از: توان حرارتی، دما و نرخ جریان مایع خنک کننده، درجه تمیزی، مقاومت حرارتی یک لایه مقیاس ممکن.

با استفاده از معادله 2، با استفاده از یک حالت طراحی شناخته شده، می توانید پارامترهای هر حالت دیگری را محاسبه کنید، از جمله تعیین توان حرارتی از چهار دمای مایع خنک کننده اندازه گیری شده در پورت ها. مورد دوم تنها در صورتی امکان پذیر است که مقاومت حرارتی لایه مقیاس از قبل شناخته شده باشد.

از معادله 2، مقاومت حرارتی لایه مقیاس را می توان تعیین کرد Rn:

. (12)

ارزیابی درجه تمیزی سطح تبادل حرارت برای تشخیص PTA با استفاده از فرمول پیدا می شود .

نتیجه گیری

1. روش محاسبه تایید پیشنهادی را می توان در طراحی و بهره برداری از سیستم های خط لوله با PTA های تک گذر آب-آب، از جمله تشخیص وضعیت آنها استفاده کرد.

2. این روش امکان استفاده از پارامترهای طراحی شناخته شده PHE را برای انجام محاسبات حالت های متغیر مختلف بدون تماس با سازندگان تجهیزات تبادل گرما می دهد.

3. روش را می توان برای محاسبه PTA با رسانه های مایع به غیر از آب تطبیق داد.

4. مفهوم ثابت PTA و فرمول هایی برای محاسبه پیشنهاد شده است. ثابت PTA یک مشخصه ترکیبی است که شامل مشخصات هندسی و پارامترهای حرارتی محاسبه شده است. ثابت در طول کل عمر سرویس PTA بدون تغییر است، مشروط بر اینکه مقدار اولیه و "کیفیت" (نسبت تعداد "سخت" و "نرم") صفحات نصب شده ثابت بماند.

ادبیات

1. گریگوریف V.A.، Zorin V.M. (ویرایش). انتقال حرارت و جرم آزمایش حرارتی فهرست راهنما. مسکو، Energoatomizdat، 1982.

2. ساپریکین I.M. در محاسبات تأیید مبدل های حرارتی. «اخبار تأمین حرارت»، شماره 5، 1387. صص 45-48.

3. . وب سایت RosTeplo.ru.

4. Zinger N.M., Taraday A.M., Barmina L.S. مبدل های حرارتی صفحه ای در سیستم های تامین حرارت مسکو، Energoatomizdat، 1995.