Il calcolo di uno scambiatore di calore attualmente non richiede più di cinque minuti. Qualsiasi organizzazione che produce e vende tali apparecchiature, di norma, fornisce a ciascuno il proprio programma di selezione. Puoi scaricarlo gratuitamente dal sito Web dell'azienda oppure il loro tecnico verrà nel tuo ufficio e lo installerà gratuitamente. Tuttavia, quanto è corretto il risultato di tali calcoli, ci si può fidare e il produttore è falso quando compete in una gara d'appalto con i suoi concorrenti? Il controllo di un calcolatore elettronico richiede la conoscenza o almeno la comprensione dei metodi di calcolo dei moderni scambiatori di calore. Proviamo a capire i dettagli.

Cos'è uno scambiatore di calore

Prima di calcolare lo scambiatore di calore, ricordiamo che tipo di dispositivo è? Un dispositivo di scambio di calore e massa (noto anche come scambiatore di calore, noto anche come TOA) è un dispositivo per trasferire il calore da un liquido di raffreddamento a un altro. Quando cambiano le temperature dei liquidi di raffreddamento, cambiano anche la loro densità e, di conseguenza, gli indicatori di massa delle sostanze. Ecco perché tali processi sono chiamati trasferimento di calore e di massa.

Tipi di scambio termico

Ora parliamo di: ce ne sono solo tre. Radiazione: trasferimento di calore dovuto alla radiazione. Ad esempio, puoi ricordare di aver preso il sole sulla spiaggia in una calda giornata estiva. E tali scambiatori di calore si possono trovare anche sul mercato (riscaldatori d'aria per lampade). Tuttavia, molto spesso acquistiamo radiatori a olio o elettrici per riscaldare gli alloggi e le stanze di un appartamento. Questo è un esempio di un altro tipo di scambio termico: può essere naturale, forzato (scarico e nella scatola è presente un recuperatore) o azionato meccanicamente (con un ventilatore, ad esempio). Quest'ultimo tipo è molto più efficace.

Tuttavia, il massimo metodo efficace Il trasferimento di calore è conduttività termica o, come viene anche chiamata, conduzione (dalla conduzione inglese - "conduttività"). Qualsiasi ingegnere che intende effettuare un calcolo termico di uno scambiatore di calore pensa innanzitutto a scegliere un'attrezzatura efficiente con dimensioni minime. E questo può essere ottenuto proprio grazie alla conduttività termica. Un esempio di ciò è il TOA più efficiente oggi: gli scambiatori di calore a piastre. La piastra TOA, per definizione, è uno scambiatore di calore che trasferisce il calore da un liquido di raffreddamento all'altro attraverso la parete che li separa. La massima area di contatto possibile tra due media, combinata con materiali, profili delle piastre e loro spessore correttamente selezionati, ci consente di ridurre al minimo le dimensioni dell'attrezzatura selezionata pur mantenendo le caratteristiche tecniche originali richieste nel processo tecnologico.

Tipi di scambiatori di calore

Prima di calcolare lo scambiatore di calore, determinarne il tipo. Tutti i TOA possono essere suddivisi in due grandi gruppi: scambiatori di calore recuperativi e rigenerativi. La principale differenza tra loro è la seguente: nei TOA recuperativi lo scambio di calore avviene attraverso la parete che separa i due refrigeranti, mentre in quelli rigenerativi i due mezzi sono a diretto contatto tra loro, spesso mescolandosi e richiedendo la successiva separazione in appositi separatori. si dividono in miscelatori e scambiatori di calore con ugello (fisso, cadente o intermedio). In parole povere, un secchio di acqua calda, esposto al freddo, o un bicchiere di tè caldo messo in frigorifero a raffreddare (non farlo mai!) - questo è un esempio di tale miscelazione TOA. E versando il tè in un piattino e raffreddandolo in questo modo, otteniamo un esempio di scambiatore di calore rigenerativo con un ugello (il piattino in questo esempio svolge il ruolo di un ugello), che prima entra in contatto con l'aria circostante e ne misura la temperatura , e poi toglie parte del calore al tè caldo che vi viene versato, cercando di portare entrambi gli ambienti in equilibrio termico. Tuttavia, come abbiamo già scoperto in precedenza, è più efficiente utilizzare la conduttività termica per trasferire il calore da un mezzo a un altro, pertanto i TOA più utili (e ampiamente utilizzati) oggi in termini di trasferimento di calore sono, ovviamente, recuperativi quelli.

Calcoli termici e strutturali

Qualsiasi calcolo di uno scambiatore di calore recuperativo può essere effettuato sulla base dei risultati dei calcoli termici, idraulici e di resistenza. Sono fondamentali, obbligatori nella progettazione di nuove apparecchiature e costituiscono la base per la metodologia di calcolo per i modelli successivi di una linea di dispositivi simili. Il compito principale calcolo termico TOA consiste nel determinare la superficie di scambio termico richiesta per il funzionamento stabile dello scambiatore di calore e il mantenimento dei parametri richiesti del mezzo di uscita. Molto spesso, durante tali calcoli, gli ingegneri specificano valori arbitrari delle caratteristiche di peso e dimensioni della futura attrezzatura (materiale, diametro del tubo, dimensioni della piastra, geometria della trave, tipo e materiale delle alette, ecc.), quindi, dopo l'analisi termica , di solito viene effettuato un calcolo strutturale dello scambiatore di calore. Dopotutto, se nella prima fase l'ingegnere calcolava la superficie richiesta per un dato diametro del tubo, ad esempio 60 mm, e la lunghezza dello scambiatore di calore risultava essere di circa sessanta metri, allora è più logico supporre passaggio ad uno scambiatore di calore multipasso, oppure al tipo a fascio tubiero, oppure per aumentare il diametro dei tubi.

Calcolo idraulico

Vengono eseguiti calcoli idraulici o idromeccanici e aerodinamici per determinare e ottimizzare le perdite di pressione idrauliche (aerodinamiche) nello scambiatore di calore, nonché calcolare i costi energetici per superarle. Il calcolo di qualsiasi tratto, canale o tubo per il passaggio del liquido di raffreddamento pone un compito primario per una persona: intensificare il processo di scambio termico su quest'area. Cioè, un mezzo deve trasmettere e l'altro ricevere il più possibile più calore nell'intervallo minimo del suo flusso. A questo scopo viene spesso utilizzata una superficie di scambio termico aggiuntiva, sotto forma di alette superficiali sviluppate (per separare il sottostrato laminare limite e migliorare la turbolizzazione del flusso). Il rapporto di equilibrio ottimale tra perdite idrauliche, superficie di scambio termico, caratteristiche di peso e dimensioni e potenza termica rimossa è il risultato di una combinazione di calcoli termici, idraulici e strutturali della TOA.

Calcoli di ricerca

I calcoli di ricerca del TOA vengono effettuati sulla base dei risultati ottenuti dai calcoli termici e di verifica. Di norma, sono necessari per apportare le ultime modifiche alla progettazione dell'apparato progettato. Vengono inoltre eseguiti con l'obiettivo di correggere eventuali equazioni incluse nel modello di calcolo TOA implementato, ottenuto empiricamente (sulla base di dati sperimentali). L'esecuzione dei calcoli di ricerca comporta l'esecuzione di decine e talvolta centinaia di calcoli secondo un piano speciale, sviluppato e implementato nella produzione secondo la teoria matematica della pianificazione sperimentale. I risultati rivelano l’influenza varie condizioni e quantità fisiche sugli indicatori di efficienza della TOA.

Altri calcoli

Quando si calcola l'area dello scambiatore di calore, non dimenticare la resistenza dei materiali. I calcoli della resistenza TOA includono il controllo dell'unità progettata per sollecitazioni, torsione e l'applicazione dei momenti operativi massimi consentiti alle parti e agli assiemi del futuro scambiatore di calore. Di dimensioni minime, il prodotto deve essere durevole, stabile e garantito lavoro sicuro in diverse condizioni operative, anche le più intense.

Per determinare viene effettuato il calcolo dinamico varie caratteristiche scambiatore di calore in modalità operative variabili.

Tipi di progettazione dello scambiatore di calore

In base alla progettazione, il TOA rigenerativo può essere suddiviso in quiete un gran numero di gruppi. I più famosi e ampiamente utilizzati sono gli scambiatori di calore a piastre, ad aria (tubolari alettati), a fascio tubiero, “tubo in tubo”, a piastre e altri. Esistono anche tipi più esotici e altamente specializzati, ad esempio a spirale (scambiatore di calore a spirale) o a raschiatore, che funzionano con viscosi o con molti altri tipi.

Scambiatori di calore "tubo in tubo"

Consideriamo il calcolo più semplice di uno scambiatore di calore “tubo in tubo”. Strutturalmente, questo tipo di TOA è semplificato al massimo. Di norma, sono ammessi nella camera d'aria dell'apparecchio liquido di raffreddamento caldo, per ridurre al minimo le perdite, e viene introdotto un fluido refrigerante nell'involucro, o nel tubo esterno. Il compito dell'ingegnere in questo caso si riduce a determinare la lunghezza di tale scambiatore di calore in base all'area calcolata della superficie di scambio termico e ai diametri indicati.

Vale la pena aggiungere qui che in termodinamica viene introdotto il concetto di scambiatore di calore ideale, cioè un apparato di lunghezza infinita, in cui i refrigeranti lavorano in controcorrente e la pressione termica tra di loro è completamente attuata. Il design “pipe-in-pipe” soddisfa maggiormente questi requisiti. E se si fanno scorrere i refrigeranti in controcorrente, allora sarà il cosiddetto “controflusso reale” (e non flusso incrociato, come nella piastra TOA). Con questa organizzazione del movimento la pressione termica viene attivata nel modo più efficace. Tuttavia, quando si calcola uno scambiatore di calore “tubo in tubo”, è necessario essere realistici e non dimenticare la componente logistica, nonché la facilità di installazione. La lunghezza dell'Eurotruck è di 13,5 metri, e non solo Edifici tecnici adattato per trasportare e installare apparecchiature di questa lunghezza.

Scambiatori di calore a fascio tubiero

Pertanto, molto spesso il calcolo di un tale apparato confluisce senza problemi nel calcolo di uno scambiatore di calore a fascio tubiero. Si tratta di un apparato in cui un fascio di tubi si trova in un unico alloggiamento (involucro), lavato da vari liquidi refrigeranti, a seconda dello scopo dell'apparecchiatura. Nei condensatori, ad esempio, il refrigerante viene forzato in un guscio e l'acqua nei tubi. Con questo metodo di spostamento dei media risulta più conveniente ed efficiente controllare il funzionamento dell'apparecchio. Negli evaporatori, al contrario, il refrigerante bolle nei tubi, e contemporaneamente questi vengono lavati dal liquido raffreddato (acqua, salamoie, glicoli, ecc.). Pertanto, il calcolo di uno scambiatore di calore a fascio tubiero si riduce a ridurre al minimo le dimensioni dell'apparecchiatura. Giocando con il diametro dell'involucro, il diametro e il numero dei tubi interni e la lunghezza dell'apparecchio, l'ingegnere arriva al valore calcolato della superficie di scambio termico.

Scambiatori di calore ad aria

Uno dei più comuni oggi scambiatori di calore- Sono scambiatori di calore tubolari alettati. Sono anche chiamate bobine. Ovunque siano installati, a partire dai ventilconvettori (dall'inglese fan+coil, cioè “fan” + “coil”) fino ai unità interne sistemi split e terminano con giganteschi recuperatori di fumi (che rimuovono il calore dai fumi caldi e lo trasferiscono per esigenze di riscaldamento) negli impianti di caldaie delle centrali termoelettriche. Ecco perché il calcolo di uno scambiatore di calore a batteria dipende dall'applicazione in cui verrà utilizzato questo scambiatore di calore. Raffreddatori d'aria industriali (IAC) installati in camere congelamento rapido carne, dentro congelatori le basse temperature e altri impianti di refrigerazione alimentare richiedono determinate caratteristiche di progettazione nella loro progettazione. La distanza tra le lamelle (alette) deve essere massima per aumentare il tempo di funzionamento continuo tra i cicli di sbrinamento. Gli evaporatori per data center (centri elaborazione dati), al contrario, sono realizzati il ​​più compatti possibile, riducendo al minimo le distanze interlamellari. Tali scambiatori di calore funzionano in “zone pulite” circondate da filtri pulizia accurata(fino alla classe HEPA), pertanto questo calcolo viene effettuato ponendo l'accento sulla minimizzazione delle dimensioni.

Scambiatori di calore a piastre

Attualmente, gli scambiatori di calore a piastre hanno una domanda stabile. Secondo la loro progettazione, sono completamente smontabili e semi-saldati, saldati con rame e nichel, saldati e saldati con il metodo di diffusione (senza saldatura). La progettazione termica di uno scambiatore di calore a piastre è abbastanza flessibile e non presenta molte difficoltà per un ingegnere. Nel processo di selezione, puoi giocare con il tipo di piastre, la profondità di stampaggio del canale, il tipo di alette, lo spessore dell'acciaio, materiali diversi e, soprattutto, numerosi modelli di dispositivi di dimensioni standard di diverse dimensioni. Tali scambiatori di calore possono essere bassi e larghi (per il riscaldamento a vapore dell'acqua) o alti e stretti (scambiatori di calore di separazione per sistemi di condizionamento dell'aria). Sono spesso utilizzati per mezzi a cambiamento di fase, ovvero come condensatori, evaporatori, desurriscaldatori, precondensatori, ecc. L'esecuzione di un calcolo termico di uno scambiatore di calore che funziona in un circuito bifase è un po' più difficile di uno scambiatore di calore liquido-liquido , ma per un ingegnere esperto, questo compito è risolvibile e non presenta molte difficoltà. Per facilitare tali calcoli, i progettisti moderni utilizzano database informatici di ingegneria, dove è possibile trovare molte informazioni necessarie, inclusi i diagrammi di stato di qualsiasi refrigerante in qualsiasi layout, ad esempio il programma CoolPack.

Esempio di calcolo dello scambiatore di calore

Lo scopo principale del calcolo è calcolare l'area richiesta della superficie di scambio termico. La potenza termica (di raffreddamento) è solitamente specificata nel capitolato d'oneri, ma nel nostro esempio la calcoleremo anche, per così dire, per verificare il capitolato stesso. A volte capita che un errore possa insinuarsi nei dati di origine. Uno dei compiti di un ingegnere competente è trovare e correggere questo errore. Ad esempio, calcoliamo uno scambiatore di calore a piastre del tipo “liquido-liquido”. Lascia che questo interrompa la pressione grattacielo. Per alleviare la pressione sulle attrezzature, questo approccio viene spesso utilizzato durante la costruzione di grattacieli. Da un lato dello scambiatore di calore abbiamo acqua con una temperatura di ingresso Tin1 = 14 ᵒC e una temperatura di uscita Tout1 = 9 ᵒC, e con una portata G1 = 14.500 kg/h, e dall'altro - anche acqua, ma solo con i seguenti parametri: Tin2 = 8 ᵒC, Тout2 = 12 ᵒС, G2 = 18,125 kg/h.

Calcoliamo la potenza richiesta (Q0) utilizzando la formula del bilancio termico (vedi figura sopra, formula 7.1), dove Cp è la capacità termica specifica (valore tabellare). Per semplicità di calcolo, prendiamo il valore dato della capacità termica Срв = 4.187 [kJ/kg*ᵒС]. Contiamo:

Q1 = 14.500 * (14 - 9) * 4,187 = 303557,5 [kJ/h] = 84321,53 W = 84,3 kW - sul primo lato e

Q2 = 18.125 * (12 - 8) * 4,187 = 303557,5 [kJ/h] = 84321,53 W = 84,3 kW - sul secondo lato.

Si noti che, secondo la formula (7.1), Q0 = Q1 = Q2, indipendentemente da quale lato viene eseguito il calcolo.

Successivamente, utilizzando l'equazione di base del trasferimento di calore (7.2), troviamo la superficie richiesta (7.2.1), dove k è il coefficiente di trasferimento del calore (preso uguale a 6350 [W/m 2 ]) e ΔTav.log. - differenza di temperatura media logaritmica, calcolata secondo la formula (7.3):

ΔT medio log. = (2 - 1) / ln (2 / 1) = 1 / ln2 = 1 / 0,6931 = 1,4428;

F quindi = 84321 / 6350 * 1,4428 = 9,2 m2.

Nel caso in cui il coefficiente di scambio termico non sia noto, il calcolo di uno scambiatore di calore a piastre diventa leggermente più complicato. Utilizzando la formula (7.4), calcoliamo il criterio di Reynolds, dove ρ è la densità, [kg/m 3 ], η è la viscosità dinamica, [N*s/m 2 ], v è la velocità del mezzo nel canale , [m/s], d cm - diametro bagnato del canale [m].

Utilizzando la tabella, cerchiamo il valore del criterio Prandtl di cui abbiamo bisogno e utilizzando la formula (7.5) otteniamo il criterio di Nusselt, dove n = 0,4 - in condizioni di riscaldamento del liquido e n = 0,3 - in condizioni di raffreddamento del liquido .

Successivamente, utilizzando la formula (7.6), calcoliamo il coefficiente di trasferimento di calore da ciascun refrigerante alla parete e utilizzando la formula (7.7) calcoliamo il coefficiente di trasferimento di calore, che sostituiamo nella formula (7.2.1) per calcolare l'area di ​la superficie di scambio termico.

Nelle formule indicate, λ è il coefficiente di conduttività termica, ϭ è lo spessore della parete del canale, α1 e α2 sono i coefficienti di trasferimento di calore da ciascun refrigerante alla parete.

Inviare il tuo buon lavoro nella knowledge base è semplice. Utilizza il modulo sottostante

Buon lavoro al sito">

Studenti, dottorandi, giovani scienziati che utilizzano la base di conoscenze nei loro studi e nel loro lavoro ti saranno molto grati.

Pubblicato su http://www.allbest.ru/

Ministero dell'Istruzione e della Scienza della Federazione Russa

Università tecnica nazionale di ricerca di Irkutsk

Dipartimento di Ingegneria dell'Energia Termica

Calcolo e lavoro grafico

nella disciplina "Apparecchiature per il trasferimento di calore e massa di centrali termoelettriche e imprese industriali"

sull'argomento: “Calcolo della verifica termica degli scambiatori di calore a fascio tubiero e a piastre”

Opzione 15

Completato da: studente gr. PTEb-12-1

Rasputin V.V.

Controllato da: Professore Associato del Dipartimento di Energia V.M. Kartavskaya

Irkutsk 2015

INTRODUZIONE

1. Calcolo del carico termico dello scambiatore di calore

2. Calcolo e selezione degli scambiatori di calore a fascio tubiero

3. Metodo grafico-analitico per la determinazione del coefficiente di scambio termico e della superficie riscaldante

4. Calcolo e selezione dello scambiatore di calore a piastre

5. Analisi comparativa scambiatori di calore

6. Calcolo idraulico degli scambiatori di calore a fascio tubiero, tubazioni dell'acqua e della condensa, selezione delle pompe e scarico della condensa

CONCLUSIONE

INTRODUZIONE

Il documento fornisce il calcolo e la selezione di due tipi di scambiatori di calore a fascio tubiero e a piastre.

Gli scambiatori di calore a fascio tubiero sono apparecchi costituiti da fasci tubieri assemblati mediante piastre tubiere e limitati da involucri e coperchi dotati di raccordi. Gli spazi tra tubi e intertubi nell'apparecchio sono separati e ciascuno di questi spazi può essere suddiviso in diversi passaggi utilizzando tramezzi. Vengono installate partizioni per aumentare la velocità e, di conseguenza, l'intensità del trasferimento di calore.

Gli scambiatori di calore di questo tipo sono destinati allo scambio di calore tra liquidi e gas. Nella maggior parte dei casi, il vapore (fluido riscaldante) viene introdotto nello spazio tra i tubi e il liquido riscaldato scorre attraverso i tubi. La condensa proveniente dall'intercapedine esce nel raccoglitore di condensa attraverso un raccordo situato nella parte inferiore dell'involucro.

Un altro tipo sono gli scambiatori di calore a piastre. In essi, la superficie di trasferimento del calore è formata da una serie di sottili piastre ondulate stampate. Questi dispositivi possono essere pieghevoli, semi-pieghevoli e non smontabili (saldati).

Le piastre degli scambiatori di calore pieghevoli presentano fori angolari per il passaggio dei liquidi refrigeranti e scanalature in cui sono fissate le guarnizioni di tenuta e dei componenti in gomma speciale resistente al calore.

Le piastre sono compresse tra quelle fisse e quelle mobili in modo tale che, grazie alle guarnizioni tra loro, si formano dei canali per il passaggio alternato di liquidi refrigeranti caldi e freddi. Le piastre sono dotate di raccordi per il collegamento delle tubazioni.

La piastra fissa è fissata al pavimento, le piastre e la piastra mobile sono fissate in un apposito telaio. Un gruppo di piastre che formano un sistema di canali paralleli in cui un dato fluido refrigerante si muove in una sola direzione costituisce un pacco. Il pacchetto è essenzialmente simile a un singolo passaggio attraverso i tubi negli scambiatori di calore a fascio tubiero multipasso.

Lo scopo del lavoro è quello di eseguire calcoli termici e di calibrazione di scambiatori di calore a fascio tubiero e a piastre.

Per fare questo è necessario:

calcolare il carico termico dello scambiatore di calore;

calcola e scegli:

scambiatori di calore a fascio tubiero della gamma standard;

scambiatore di calore a piastre della gamma standard.

Il compito è quello di eseguire un calcolo di verifica termica degli scambiatori di calore a fascio tubiero e a piastre.

Dati iniziali:

Liquido refrigerante:

riscaldamento - vapore saturo secco;

riscaldato - acqua.

Parametri del fluido riscaldante:

pressione P1 = 1,5 MPa;

temperatura t 1k = t n.

Parametri del liquido di raffreddamento riscaldato:

portata G 2 = 80 kg/s;

temperatura di ingresso t 2n = 40C;

temperatura di uscita t 2k = 170C.

I tubi sono disposti verticalmente.

1. Calcolo del carico termico dello scambiatore di calore

Carico termico dall'equazione del bilancio termico

,

Riscaldamento a piastre dello scambiatore di calore a fascio tubiero

dov'è il calore trasferito dal liquido di raffreddamento del riscaldamento (vapore saturo secco), kW; - calore assorbito dal liquido di raffreddamento riscaldato (acqua), kW; Efficienza dello scambiatore di calore, tenendo conto della perdita di calore nell'ambiente.

Equazione del bilancio termico quando si modifica lo stato di aggregazione di uno dei refrigeranti

,

dove, rispettivamente, portata, calore di vaporizzazione e temperatura di saturazione del vapore saturo secco, kg/s, kJ/kg, C; - temperatura di sottoraffreddamento della condensa, C; capacità termica della condensa del fluido riscaldante, kJ/(kg K); - rispettivamente, portata e capacità termica specifica dell'acqua riscaldata, kg/s e kJ/(kg K) a temperatura media; - rispettivamente la temperatura iniziale e finale dell'acqua riscaldata, C.

In base alla pressione del liquido di raffreddamento P 1 = 1,5 MPa determiniamo la temperatura di saturazione t n = 198,3 C e il calore di vaporizzazione r = 1946,3 kJ/kg.

Determinazione della temperatura della condensa

CON.

Parametri termofisici della condensa a =198,3C da:

densità 1 = 1963,9 kg/m 3 ;

capacità termica = 4,49 kJ/(kg K);

conducibilità termica 1 = 0,66 W/(m·K);

coefficiente di viscosità dinamica 1 =13610 -6 Pas;

viscosità cinematica n 1 = 1,5610 -7 m 2 /s;

Numero Prandtl Pr 1 =0,92.

Determinazione della temperatura dell'acqua

CON.

Parametri termofisici dell'acqua a = C da:

densità 2 = 1134,68 kg/m 3 ;

capacità termica = 4,223 kJ/(kg K);

conduttività termica 2 = 0,68 W/(m·K);

coefficiente di viscosità dinamica 2 = 26810 -6 Pas;

viscosità cinematica n 2 = 2.810 -7 m 2 /s;

Numero di Prandtl Pr 2 = 1,7.

Calore assorbito dall'acqua riscaldata senza modificarne lo stato di aggregazione

Calore ceduto dal vapore saturo secco al variare dello stato di aggregazione

MW.

Consumo del fluido di riscaldamento

kg/s.

Selezione di un modello di flusso per i refrigeranti e determinazione della differenza di temperatura media

La Figura 1 mostra un grafico delle variazioni delle temperature del liquido refrigerante lungo la superficie dello scambiatore di calore durante il controflusso.

Figura 1 - Grafico delle variazioni delle temperature del liquido refrigerante lungo la superficie di scambio termico durante il controflusso

Nello scambiatore di calore si verifica un cambiamento nello stato di aggregazione del liquido di raffreddamento del riscaldamento, pertanto la differenza di temperatura logaritmica media si trova con la formula

.

CON,

dove C è la grande differenza di temperatura tra i due refrigeranti alle estremità dello scambiatore di calore; C è la differenza di temperatura più piccola tra i due liquidi refrigeranti alle estremità dello scambiatore di calore.

Accettiamo il valore approssimativo del coefficiente di scambio termico

o =2250 W/(m2K).

Quindi, dall'equazione di base del trasferimento di calore, l'area approssimativa della superficie di trasferimento del calore è

m2.

2. Calcolo e selezione degli scambiatori di calore a fascio tubiero

Il liquido di raffreddamento del riscaldamento - vapore saturo secco che condensa - si muove tra i tubi in uno scambiatore di calore a fascio tubiero e l'acqua del liquido di raffreddamento riscaldato si muove nei tubi; il coefficiente di trasferimento del calore del vapore di condensazione è superiore a quello dell'acqua.

Scegliamo un riscaldatore di rete verticale tipo PSVK-220-1.6-1.6 (Fig. 2).

Dimensioni principali e specifiche scambiatore di calore:

Diametro cassa D = 1345 mm.

Spessore parete = 2 mm.

Diametro esterno dei tubi d = 24 mm.

Numero di corse del refrigerante z = 4.

Numero totale di tubi n = 1560.

Lunghezza tubo L = 3410 mm.

Superficie di scambio termico F = 220 m2.

Riscaldatore verticale selezionato rete idrica PSVK-220-1.6-1.6 (Fig. 4) con una superficie di scambio termico F = 220 m 2.

Simbolo scambiatore di calore PSVK-220-1.6-1.6: riscaldatore P; Dall'acqua di rete; B verticale; K per locali caldaie; 220 m 2 - superficie di scambio termico; 1,6 MPa - pressione operativa massima del riscaldamento del vapore saturo secco, MPa; 1,6 MPa - pressione operativa massima dell'acqua di rete.

Figura 2 – Schema riscaldatore verticale tipo di acqua di rete PSVK-220: 1 - camera dell'acqua di distribuzione; 2 - corpo; sistema a 3 tubi; 4 - piccola camera d'acqua; 5 - parte rimovibile del corpo; A, B - fornitura e drenaggio dell'acqua di rete; B - ingresso vapore; G - scarico condensa; D - rimozione della miscela d'aria; E - scarico dell'acqua dal sistema di tubazioni; K - al manometro differenziale; L - all'indicatore di livello

L'alloggiamento è dotato di un connettore a flangia inferiore che consente l'accesso alla piastra tubiera inferiore senza rimuovere il sistema di tubazioni. Viene utilizzato un modello di flusso di vapore a passaggio singolo senza zone di ristagno e turbolenza. Il design dello scudo vapore e il suo fissaggio sono stati migliorati. È stata introdotta la rimozione continua della miscela vapore-aria. È stato introdotto il telaio del sistema di tubazioni, aumentandone così la rigidità. I parametri sono indicati per tubi di scambio termico in ottone alla portata nominale dell'acqua di rete e alla pressione specificata del vapore saturo secco. Materiale del tubo: ottone, acciaio inossidabile, acciaio al rame-nichel.

Poiché la condensazione a film del vapore avviene nello scambiatore di calore sulla superficie esterna dei tubi posizionati verticalmente, utilizzeremo la seguente formula per il coefficiente di trasferimento del calore dalla condensazione del vapore saturo secco alla parete di:

W/(m2K),

dove = 0,66 W/(mK) è il coefficiente di conducibilità termica del liquido saturo; = kg/m 3 - densità del liquido saturo a C; Pas è il coefficiente di viscosità dinamica di un liquido saturo.

Determiniamo il coefficiente di trasferimento del calore per lo spazio delle tubazioni (liquido di raffreddamento riscaldato - acqua).

Per determinare il coefficiente di trasferimento del calore, è necessario determinare la modalità di flusso dell'acqua attraverso i tubi. Per fare ciò, calcoliamo i criteri di Reynolds:

,

dove d int = d-2 = 24-22 = 20 mm = 0,02 m - diametro interno dei tubi; n = 1560 - numero totale di tubi; z = 4 - numero di mosse; Passare il coefficiente di viscosità dinamica dell'acqua.

= 10 4 - il regime di flusso è turbolento, quindi il criterio di Nusselt da

,

Coefficiente di trasferimento del calore dalla parete al liquido di raffreddamento riscaldato

W/(m2K),

dove W/(m 2 K) è il coefficiente di conducibilità termica dell'acqua a C.

Determiniamo la velocità dell'acqua:

Controllo della temperatura della parete:

Supponiamo che i tubi siano in ottone, il coefficiente di conduttività termica st = 111 W/(m K) secondo.

In base al valore più alto del coefficiente di scambio termico dal vapore alla parete, determiniamo il coefficiente di scambio termico:

W/(m2K).

Determiniamo la superficie di scambio termico:

m2,

dove MW è il calore ceduto dal fluido riscaldante; C - differenza di temperatura media.

Azione:

.

3. Metodo grafico-analitico per la determinazione del coefficiente trasferimento di calore e superfici riscaldanti

Determiniamo il coefficiente di scambio termico utilizzando un metodo grafo-analitico, per il quale troviamo prima per varie sezioni della transizione termica la relazione tra la densità flusso di calore q e la differenza di temperatura t.

a) Trasferimento di calore dal vapore alla parete.

Il coefficiente di trasferimento del calore è determinato dalla formula

dove H=3.41m è l'altezza dei tubi in una corsa.

Per il valore trovato 1, determiniamo la densità del flusso di calore

Data una serie di valori, calcoliamo i valori corrispondenti e:

La relazione tra q 2 e t 2 è rappresentata graficamente da una linea retta (Fig. 3).

c) Trasferimento di calore attraverso le incrostazioni

dove nak =3,49 W/(mS) è la conducibilità termica della scala; spessore della scala.

Data una serie di valori, calcoliamo il valore:

Costruiamo una curva in Fig. 3.

Sommando le ordinate delle quattro dipendenze, costruiamo una curva totale delle variazioni di temperatura. Dal punto m sull'asse delle ordinate corrispondente, tracciare una linea retta parallela all'asse delle ascisse fino ad intersecare la curva totale. Dal punto di intersezione n abbassiamo la perpendicolare n all'asse delle ascisse e troviamo il valore q = 49500 W/m 2.

Figura 3 - Dipendenza dello stress termico della superficie riscaldante dalla differenza di temperatura

In questo caso, il coefficiente di scambio termico

Superficie riscaldante dello scambiatore di calore

4. Calcolo e selezione dello scambiatore di calore a piastre

Scelgo uno scambiatore di calore standard (Fig. 4, Tabella 2.13).

Parametri di trasferimento del calore e parametri principali degli scambiatori di calore a piastre pieghevoli (secondo GOST 15518-83) con le seguenti caratteristiche:

superficie di scambio termico F=250m 2 ;

area del platino f=0,6 m2;

numero di piatti N=420;

diametro equivalente del canale d e =8,3mm;

lunghezza canale ridotta L=1,01m;

sezione trasversale canale S=0,00245m2.

Designazione dello scambiatore di calore TPR-0.6E-250-1-2-10 (Fig. 4): T - scambiatore di calore; P - lamellare; R - pieghevole; 0,6 m 2 - area di una piastra; E - tipo di piastra; 250m 2 - superficie di scambio termico; 1 - su un telaio a sbalzo; 2 - grado del materiale; 10 - grado del materiale della guarnizione.

Troviamo la velocità del fluido nei canali utilizzando la formula

SM,

dove kg/s è la portata del liquido refrigerante riscaldato; kg/m 3 - densità dell'acqua a = 105°C; N = 420 - numero di piastre del dispositivo; S = 0,00245 m2 sezione trasversale del canale.

Figura 4 - Scambiatore di calore a piastre con guarnizione tipo TPR-0.6E-250-1-2-10

;

Criterio di Nusselt

;

Il coefficiente di trasferimento del calore all'acqua viene calcolato utilizzando la formula

W/(m2K).

Determiniamo il valore Temperatura della parete t st =(t n +/2=(198,3+170)/2=184,2. Quindi

In questo caso, il criterio di Reynolds viene calcolato utilizzando la formula

Coefficiente di scambio termico dal vapore saturo secco alla parete

W/(m2K),

dove = 240 è un coefficiente dipendente dal tipo (area) della piastra, con f = 0,6 m 2.

Conduttività termica di acciaio inossidabile l = 111 W/(mK).

Quindi sarà il valore del coefficiente di trasferimento del calore

W/(m2K).

Chiarirne il significato

La temperatura della parete sarà

Poiché il valore ottenuto della temperatura della parete differisce poco dal valore accettato, calcoliamo la superficie di scambio termico.

Superficie di scambio termico richiesta

m2;

La riserva di superficie sarà

.

5 . Analisi comparativa degli scambiatori di calore

Confrontando gli scambiatori di calore a fascio tubiero e a piastre selezionati, possiamo concludere che lo scambiatore di calore a piastre è preferibile, soprattutto in termini di dimensioni, poiché la lunghezza del canale per lo scambiatore di calore a piastre è L = 1,01 m, e per lo scambiatore di calore a fascio tubiero scambiatore di calore a tubi L = 3,41 m.

Gli scambiatori di calore a piastre sono economici e hanno prestazioni superiori rispetto ai migliori scambiatori di calore a fascio tubiero.

Pertanto, possiamo concludere che nel nostro caso è preferibile installare uno scambiatore di calore a piastre, soprattutto perché la sua riserva di superficie riscaldante è pari al % rispetto all'assenza praticamente della stessa cosa per gli scambiatori di calore a fascio tubiero - è possibile fornire un carico termico superiore ai 46,2 MW calcolati.

Tabella 1 - Analisi comparativa degli scambiatori di calore

6. Calcolo idraulico degli scambiatori di calore a fascio tubiero, tubazioni dell'acqua e della condensa, selezione delle pompe e scarico della condensa

La perdita di carico dell'acqua nello spazio tubolare, tenendo conto della rugosità dei tubi e della resistenza dei raccordi di ingresso e uscita, è determinata dalla formula

dove l è il coefficiente di resistenza all'attrito idraulico; L - lunghezza del tubo, m; w tr - velocità del flusso all'interno dei tubi, m/s; d - diametro interno del tubo, m; сtr - densità dell'acqua all'interno dei tubi, kg/m3; z - numero di mosse; o 1 =2,5 - coefficiente di rotazione tra le mosse; =1,5 - coefficiente di resistenza idraulica dei raccordi; - velocità del flusso nei raccordi, determinata dalla formula, m/s.

dove G tr è il consumo di acqua, kg/s; d w - diametro del raccordo, m, determinato in base al diametro dell'involucro.

Il coefficiente di resistenza all'attrito idraulico durante il flusso turbolento del fluido all'interno dei tubi è determinato dalla formula

dove Re tr è il numero di Reynolds per lo spazio tubolare; e=D/d - rapporto tra il valore di rugosità D=0,2 mm e il diametro interno del tubo d, mm.

Resistenza idraulica

Velocità dell'acqua nei tubi

dove la densità dell'acqua alla temperatura = 105 C.

Si presuppone che il diametro interno dei raccordi sia d w = 300 mm = 0,3 m.

Portata acqua nei raccordi

0,99 m/s.

Il coefficiente di resistenza all'attrito idraulico durante il flusso turbolento del fluido all'interno dei tubi costituiti da

,

dove e=/d=0,0002/0,02=0,01 - rapporto del valore di rugosità = 0,2 mm.

Pertanto, determiniamo la perdita di pressione nello spazio tubolare dello scambiatore di calore:

Papà.

La velocità della condensa nell'anello è determinata dalla formula

0,4 m/s,

dove 0,03 m 2 è l'area della sezione trasversale del flusso tra le partizioni; 1963,9 kg/m 3 - densità del condensato ad una temperatura = 198,3 C. La perdita di carico del condensato nell'anello è determinata dalla formula

dove Re mtr è il numero di Reynolds dell'anello; u mtr - velocità del flusso di condensa nello spazio intertubo, m/s; ñ mtr - densità della condensa nell'anello, kg/m 3 ; o=1,5 - coefficiente di resistenza idraulica degli ingressi e delle uscite dell'acqua nello spazio intertubo; x=4 - numero di partizioni del segmento; m è il numero di file di tubi attraversate dal flusso di condensa nello spazio intertubo, determinato dalla formula

dove mtr.sh è la portata di condensa nei raccordi, m/s, determinata dalla formula

0,17 m/s,

dove G 1 =23,73 kg/s - flusso di condensa; kg/m 3 - densità della condensa alla temperatura = 198,3 C; d mtr.w = 0,3 m - diametro dei raccordi all'involucro in .

= 8226,2 Pa.

CONCLUSIONE

Nel lavoro computazionale e grafico è stato effettuato un calcolo di verifica degli scambiatori di calore a fascio tubiero e a piastre per il riscaldamento dell'acqua a causa del calore di condensazione del vapore acqueo. Di conseguenza, sono stati selezionati gli scambiatori di calore standard:

per il riscaldamento dell'acqua dovuto al calore di condensazione del vapore acqueo PSVK-220-1.6-1.6;

In base ai risultati del calcolo di verifica si sono ottenuti i seguenti risultati: carico termico MW; coefficiente di scambio termico calcolato W/(m 2 K); superficie standard di scambio termico nella prima sezione = m 2.

Il coefficiente di trasferimento termico di progetto dello scambiatore di calore a piastre è W/(m 2 K) e la superficie di scambio termico standard è di 250 m 2.

È stato eseguito un calcolo idraulico tenendo conto delle resistenze locali e delle perdite di carico nelle tubazioni, la cui lunghezza è stata presa in modo indipendente.

Le pompe per liquidi refrigeranti sono state selezionate tenendo conto della loro portata e della pressione che le pompe dovrebbero creare. Per liquido di raffreddamento riscaldato - pompa X90/85, per condensa raffreddata - pompa X90/33. Per alimentare le pompe sono stati selezionati anche i motori elettrici AO-103-4 e AO2-91-2. Per lo scarico della condensa è stato selezionato uno scaricatore di condensa del tipo KA2X26.16.13 con una pressione del vapore di 1,3 MPa.

ELENCO DELLE FONTI UTILIZZATE

1. Kartavskaya V.M. Apparecchiature per il trasferimento di calore e massa di centrali termoelettriche e imprese industriali [risorsa elettronica]: libro di testo. indennità. - Irkutsk: Casa editrice ISTU, 2014.

2. Aleksandrov A.A., Grigoriev B.A. Tabelle proprietà termofisiche Acqua e vapore acqueo: libro di consultazione. - M.: Casa editrice MPEI, 2006. - 168 p.

3. Avchukhov V.V., Payuste B.Ya. Libro dei problemi sui processi di trasferimento di calore e massa: libro di testo. indennità. M.: Energoatomizdat, 1986. - 144 p.

4. Lebedev P.D. Scambio di calore, essiccazione e unità di refrigerazione: manuale manuale - M.: Energia, 1972. - 317 p.

5. Apparecchiature di scambio termico per impianti industriali e sistemi di fornitura di calore. Catalogo industriale [risorsa elettronica]. - M.: FSUE VNIIAM, 2004.

6. Processi e apparati di base tecnologia chimica: manuale di progettazione / ed. Yu.I. Dytnersky. - M.: Alleanza, 2008. - 496 p.

7. Attrezzature per sistemi a vapore e condensa. Catalogo industriale [risorsa elettronica]. - Modalità di accesso: http://www.relasko.ru (29 aprile 2015).

Pubblicato su Allbest.ru

Documenti simili

Schema generale unità di pastorizzazione-raffreddamento e caratteristiche progettuali degli scambiatori di calore a piastre. L'influenza della contaminazione e delle caratteristiche di progettazione degli scambiatori di calore a piastre sul coefficiente di scambio termico. Installazione di un filtro di illuminazione.

lavoro del corso, aggiunto il 30/06/2014


Calcolo del diagramma termico di un locale caldaia per riscaldamento. Selezione delle caldaie e calcolo idraulico delle condotte. Selezione del metodo di trattamento dell'acqua e degli scambiatori di calore. Calcolo aerodinamico del percorso gas-aria di un locale caldaia, allungamento della temperatura e valvole di esplosione.

lavoro del corso, aggiunto il 25/12/2014


Calcolo della modalità operativa e degli indicatori di efficienza di un'installazione a pompa di calore. Selezione di pompe, circuiti per l'accensione di evaporatori, condensatori, diametri delle tubazioni. Calcolo termico e scelta degli scambiatori di calore. Sviluppo diagramma schematico sistemi di approvvigionamento idrico.

lavoro del corso, aggiunto il 23/03/2014


Analisi comparativa degli scambiatori di calore. Processo tecnologico riscaldamento olio vegetale. Calcoli termotecnici, strutturali, idraulici e di resistenza dello scambiatore di calore. Determinazione dell'isolamento termico delle superfici interne ed esterne del tubo.

tesi, aggiunta il 09/08/2014


Calcoli termici, strutturali e idraulici di uno scambiatore di calore a fascio tubiero. Determinazione dell'area della superficie di scambio termico. Selezione dei materiali strutturali e metodo di posizionamento delle piastre tubiere. Selezione di una pompa con la pressione richiesta durante il pompaggio dell'acqua.

lavoro del corso, aggiunto il 15/01/2011


Tipo di scambiatore di calore e caldaia. Superficie di scambio termico per trasferire una determinata quantità di calore. Principali caratteristiche del funzionamento degli scambiatori di calore a contatto. Selezione della dimensione standard dello scambiatore di calore. Calcoli termici, strutturali e idraulici.

lavoro del corso, aggiunto il 02/08/2011


Scopo, progettazione e classificazione degli scambiatori di calore, loro caratteristiche funzionali e progettuali; modelli di flusso del refrigerante; differenza di temperatura media. Calcoli termici e idromeccanici e scelta dello scambiatore di calore a piastre ottimale.

lavoro del corso, aggiunto il 04/10/2012


Scelta e calcolo dello schema termico. Caratteristiche delle apparecchiature per condotte acqua-acqua e gas-aria. Calcolo e selezione degli scambiatori di calore, alimentazione di carburante con nastro trasportatore. Automazione della caldaia KV-TS-20. Calcolo degli indicatori tecnici ed economici del locale caldaia.

tesi, aggiunta il 30/07/2011


Informazioni di sistema controllo automatico e regolamentazione. Leggi lineari fondamentali. Sistemi di controllo combinati e in cascata. Regolazione dei processi termici, scambiatori di calore a fascio tubiero. Automazione di impianti di assorbimento ed evaporazione.

corso di lezioni, inserito il 12/01/2010


Concetto, tipi, scopo tecnologico e progetti di scambiatori di calore. Proprietà termofisiche dei liquidi refrigeranti. Calcolo termico, layout e idraulico di uno scambiatore di calore. Caratteristiche del riscaldatore, classificazione e principi del suo funzionamento.

LORO. Saprykin, capo tecnologo,
PNTK Energy Technologies LLC, Nizhny Novgorod

introduzione

Ampia applicazione di scambiatori di calore vari tipi nell'ingegneria dell'energia termica e in altri campi della tecnologia, è necessario un metodo di calcolo che consenta di ricalcolare rapidamente i parametri dei refrigeranti per condizioni operative non previste dalla progettazione.

Questa esigenza riguarda principalmente gli specialisti che lavorano nei settori della progettazione e del funzionamento di sistemi contenenti scambiatori di calore.

È necessaria la conoscenza del “comportamento” degli scambiatori di calore (HE) in modalità off-design: per la scelta giusta attrezzature (pompe, valvole di controllo e altri elementi dei sistemi di tubazioni, compresa la manutenzione); determinare l'entità dei flussi di calore e le portate del liquido di raffreddamento in assenza di flussometri; per valutare il grado di pulizia (contaminazione) delle superfici riscaldanti e per altri scopi.

Oggi, il mercato delle apparecchiature per lo scambio di calore comprende sia produttori stranieri che nazionali, che producono molto vasta gamma QUELLO. I metodi di calcolo disponibili non sempre tengono conto delle caratteristiche delle apparecchiature tecniche specifiche e delle proprietà termofisiche dell'acqua.

Rivolgersi ai produttori di apparecchiature con la richiesta di eseguire calcoli aggiuntivi per le apparecchiature esistenti in funzione non è sempre conveniente o addirittura impossibile.

Diversi tipi e tipi di manutenzione sono diversi caratteristiche del progetto, flussi di calore calcolati, intervalli di temperatura del liquido di raffreddamento. Ogni produttore di apparecchiature per lo scambio di calore ha i propri programmi esclusivi per il calcolo della manutenzione, tenendo conto delle loro caratteristiche individuali.

Con gli stessi parametri - flusso di calore e quattro temperature del liquido di raffreddamento alle porte - i fluidi termovettori di diversi produttori differiscono per coefficienti di trasferimento di calore (HTC) e aree di superficie riscaldante. Cioè, informazioni su caratteristiche individuali di questo TO è contenuto nelle sue caratteristiche progettuali.

Metodo di calcolo della verifica per scambiatori di calore

si basa sulla descrizione del processo di scambio termico convettivo utilizzando il criterio di Nusselt.

si calcolano le portate di calore e di flusso del refrigerante.

Va tenuto presente che quando si risolvono i problemi 1-3, il valore di Q dipende molto dalla precisione della misurazione delle quattro temperature sulle porte TO.

Per il compito 10 - determinare il grado di pulizia della superficie riscaldante β - viene proposta una formula derivata dall'equazione generale (1):

Esempi di calcolo. I calcoli sono stati eseguiti utilizzando le formule 1 e 3, m=0,73.

Nei punti di riscaldamento degli impianti teleriscaldamento TO destinato al riscaldamento acqua di rubinetto per le esigenze di fornitura di acqua calda (ACS), operano in un intervallo di temperature molto ampio.

Temperatura Acqua sanitaria all'ingresso dell'impianto di manutenzione durante il giorno varia da 5 a 50 °C (circolazione-

zione in assenza di approvvigionamento idrico). A sua volta, durante la stagione, la temperatura del liquido refrigerante in ingresso allo scambiatore di calore può variare da 70 a 150°C.

Inoltre, il flusso di calore per l'ACS trasferito dall'impianto di manutenzione durante il giorno in assenza di serbatoi di accumulo acqua calda, può cambiare di 10 o più volte.

Nella tabella La Figura 2 mostra i calcoli delle modalità operative di un PHE a passaggio singolo di tipo M 10V con una superficie riscaldante di 30,96 m2. PHE è progettato per fornire la massima termica oraria Carichi ACS 2000 kW e collegato alle reti di riscaldamento in circuito parallelo. Le temperature di progetto per la selezione del PHE sono:

■ per acqua di riscaldamento: all'ingresso di PT01 τ1=70 °C; all'uscita dal PHE t2=30 °C;

■ per acqua riscaldata: all'ingresso del PHEτ2=5 °C; all'uscita dal PHE τ1 = 60 °C.

Modalità 1 - calcolata.

La modalità 2 è la massima modalità invernale, la temperatura dell'acqua di riscaldamento è

t1=130°C. In questo caso la portata G1 diminuisce a 14,2 t/h, e la temperatura t2 scende a 8,9 °C.

La modalità 3 presuppone la presenza di uno strato di scaglia S=0,1 mm. Per garantire la temperatura τ1 =60 °C, la portata G1 aumenta a 65 t/h e la temperatura t2 a 43,6 °C.

La modalità 4 presuppone la presenza di uno strato di scaglia S=0,3 mm (β=0,46). Se lato riscaldamento non vi è la possibilità di aumentare ulteriormente la portata al di sopra di Θ^δδ t/h, allora Q diminuisce a 1648 kW, t2 aumenta a 48,2 °C e t1 diminuisce a 50,3 °C.

Le modalità 5 e 6 sono la circolazione. Nella modalità 6 a t1=130 °C il consumo del fluido riscaldante è ridotto a 6^2 t/h (più di 20 volte rispetto alla modalità 1).

conclusioni

1. Viene proposto un metodo per i calcoli di verifica degli scambiatori di calore a passaggio singolo acqua-acqua in controcorrente, contenente un'equazione che mette in relazione il flusso di calore a quattro temperature del refrigerante alle porte a diversi gradi di pulizia delle superfici di trasferimento di calore.

2. Sulla base delle equazioni proposte, è possibile calcolare i parametri del liquido di raffreddamento per qualsiasi altra modalità utilizzando la modalità di manutenzione di progettazione nota (le cui caratteristiche di progettazione includono: flusso di calore, coefficiente di trasferimento di calore, quattro temperature del liquido di raffreddamento, grado di purezza) . In particolare, in assenza di flussometri, determinare l'entità del flusso di calore e delle portate del refrigerante in base ai risultati della misurazione di quattro temperature nelle porte di manutenzione.

3. Il metodo proposto può essere facilmente adattato al calcolo di scambiatori di calore a passaggio singolo in controcorrente con mezzi liquidi diversi dall'acqua.

Letteratura

1.SP 41-101-95. Punti di riscaldamento.

2. Zinger N.M., Taraday A.M., Barmina L.S. Scambiatori di calore a piastre nei sistemi di fornitura di calore. M.: Energoatomizdat, 1995.

3. Orbis VS, Adamova M.A. Verso la diagnostica condizione tecnica scambiatori di calore // Risparmio energetico. 2005. N. 2.

Lo scopo dei calcoli di verifica è determinare il carico termico dell'apparecchio e le temperature finali dei liquidi refrigeranti E ai costi indicati E e temperature iniziali E . I calcoli si basano sulle stesse equazioni del bilancio termico e del trasferimento di calore, vale a dire

.

La superficie di trasferimento del calore quando si risolvono tali problemi è nota, è possibile calcolare il coefficiente di trasferimento del calore, poiché sono note le proprietà fisiche dei refrigeranti.

Connessione tra E Con
E
espresso dai rapporti:

,

.

Connessione
Con
E
determinato dalla natura del movimento relativo dei refrigeranti.

Con controcorrente

.

Tenendo conto del bilancio termico
,

.

Secondo l'equazione del trasferimento di calore

,

.

Usando le equazioni sopra, puoi trovare le quantità sconosciute
E
:

;

.

Allo stesso modo per il flusso in avanti:

;

.

Avendo determinato
E
, calcolare il carico termico dal bilancio termico .

Se la temperatura del liquido di raffreddamento varia leggermente lungo la superficie di scambio termico (
) e si può supporre che la loro distribuzione sia lineare, è possibile utilizzare un calcolo approssimativo prendendo

Dall'equazione del bilancio termico

,

.

Tenendo conto delle ultime espressioni

.

Carico termico secondo l'equazione del trasferimento di calore

.

Calcolo degli scambiatori di calore rigenerativi

Il corpo di lavoro degli scambiatori di calore rigenerativi è un ugello, che viene lavato alternativamente con refrigeranti caldi e freddi. Il periodo di riscaldamento dell'ugello (durata ) è sostituito da un periodo di raffreddamento (duration ). Il processo non è stazionario, poiché le temperature dell'ugello e dei refrigeranti cambiano nel tempo.

Il calcolo degli scambiatori di calore rigenerativi viene effettuato in base alle caratteristiche medie per un ciclo costituito da periodi di riscaldamento e raffreddamento. Durata del ciclo

.

Quantità di calore trasferita per ciclo

,

Dove
– coefficiente medio di scambio termico nei periodi di riscaldamento e raffreddamento;
– temperatura media del liquido di raffreddamento caldo durante il periodo di riscaldamento dell'ugello;
– temperatura media del liquido di raffreddamento freddo durante il periodo di riscaldamento dell'ugello;
– superficie dell'ugello.

La quantità di calore trasferita all'ugello durante il periodo di riscaldamento è

,

Dove E – coefficiente medio di scambio termico e temperatura della parete durante il periodo di riscaldamento dell'ugello.

La quantità di calore emessa dall'ugello durante il periodo di raffreddamento è

,

Dove E – coefficiente medio di scambio termico e temperatura della parete durante il periodo di raffreddamento dell'ugello.

Con un processo costante

.

Quindi,

Da queste uguaglianze, a seguito di semplici trasformazioni, si ottiene:

.

Dopo aver calcolato il coefficiente di scambio termico
determinare il carico termico dello scambiatore di calore o la superficie dell'ugello
.

Rigeneratore per cui
, si chiama ideale. Per lui

.

Se oltretutto
, Quello

.

In questo caso, le equazioni utilizzate per gli scambiatori di calore a recupero sono adatte per i calcoli.

Calcolo della miscelazione degli scambiatori di calore

Nei dispositivi di miscelazione, il trasferimento di calore avviene attraverso il contatto diretto e la miscelazione dei liquidi refrigeranti. Un tipico esempio di tale scambiatore di calore è un condensatore barometrico (vedere sezione 8.3).

Quando si calcola un condensatore barometrico, viene determinata la portata dell'acqua di raffreddamento
, dimensioni dell'alloggiamento e numero di ripiani, dimensioni del tubo barometrico e quantità di aria da pompare con una pompa a vuoto.

Trascurando il calore dell'aria in fuga, il consumo di acqua
per la completa condensazione del vapore nella quantità
determinato dal bilancio termico

,

Dove – entalpia del vapore;
E
– temperature iniziali e finali dell’acqua.

Il diametro del corpo del condensatore è determinato dal volume noto di vapore alla pressione di esercizio nel condensatore e dalla velocità di movimento del vapore nella sezione libera del corpo, pari a 18–22 m/s. La sezione dei tubi sul corpo del condensatore è calcolata in funzione delle seguenti velocità: per vapore in ingresso al condensatore - 40 ÷ 50 m/s; per aria – 12 ÷ 15 m/s; per acqua di raffreddamento – 1,0 ÷ 1,2 m/s; per acqua barometrica – 0,3 ÷ 0,5 m/s. Strutturalmente distanza tra gli scaffali si presuppone che siano gli stessi:

,

Dove
– diametro del corpo del condensatore.

Si ritiene che la temperatura finale dell'acqua barometrica in uscita dal condensatore sia 3–4 °C inferiore alla temperatura di saturazione.

Numero richiesto di ripiani il condensatore può essere calcolato utilizzando la formula

,

Dove – temperatura del vapore saturo;
– temperatura dell'acqua all'uscita del primo ripiano.

Temperatura
può essere calcolato dalla relazione

,

Dove
– diametro equivalente di un getto piatto; E – larghezza e spessore del getto;
– portata del getto,
;– flusso d'acqua barometrico.

Altezza del tubo barometrico
(dal livello dell'acqua nel serbatoio barometrico al tubo del vapore nell'alloggiamento):

.

Qui
– depressione nel condensatore, kPa; 102 – pressione in kPa, corrispondente a 760 mm Hg. Arte.;
– velocità dell'acqua e della condensa nel tubo barometrico (misurata 0,3 ÷ 0,5 m/s);
– la somma dei coefficienti di resistenza all'ingresso dell'acqua nel tubo e all'uscita da esso (preso
);– coefficiente di resistenza all’attrito (
);– diametro interno del tubo barometrico.

Nell'ultima equazione, la prima componente è l'altezza della colonna d'acqua nel tubo, necessaria per bilanciare la pressione atmosferica, la seconda componente è la pressione necessaria per vincere la resistenza nel tubo barometrico e imprimere velocità all'acqua
. Viene aggiunta un'altezza di 0,5 m in modo che quando il vuoto aumenta, l'acqua non inonda il tubo del vapore del condensatore e non entra nell'apparecchio ad esso adiacente.

Diametro del tubo barometrico trovato dall'equazione per la portata della miscela di vapore condensato
e acqua
, percorrendolo,

(– densità dell’acqua in un tubo barometrico).

Per determinare la quantità di aria , pompato fuori dal condensatore mediante una pompa a vuoto, utilizzare la formula empirica

volume di aria aspirata

,

Dove – costante dei gas per l’aria,
J/(kg·K); - temperatura dell'aria,; – pressione atmosferica parziale,
(– pressione totale nel condensatore – pressione parziale di vapore pari alla pressione di saturazione alla temperatura ).

LORO. Saprykin, ingegnere, PNTK Energy Technologies LLC, Nizhny Novgorod

introduzione

Quando si sviluppano o si installano varie centrali termiche ed elettriche, comprese le apparecchiature per lo scambio di calore, in particolare gli scambiatori di calore a piastre (PHE), è spesso necessario eseguire calcoli dettagliati circuiti termici in un'ampia gamma di parametri di potenza e refrigerante.

I PHE, a differenza, ad esempio, degli scambiatori di calore a fascio tubiero, contengono un'ampia varietà di forme, dimensioni delle piastre e profili delle loro superfici di trasferimento di calore. Anche all'interno della stessa dimensione della lastra esiste una divisione nelle cosiddette tipologie “dure”. H e tipi “morbidi”. l piastre che differiscono per coefficienti di scambio termico e resistenza idraulica. Pertanto, i PTA, grazie alla disponibilità di un set individuale di parametri di progettazione, vengono prodotti principalmente per un ordine specifico.

I grandi produttori di PHE dispongono di metodi comprovati per intensificare i processi di trasferimento di calore, dimensioni standard delle piastre e programmi esclusivi per la loro selezione e calcolo.

Le caratteristiche individuali del PTA relative ai calcoli termici risiedono principalmente nella differenza nei valori delle costanti A, m, n, r in espressione del numero di Nusselt coinvolto nella determinazione dei coefficienti di scambio termico.

, (1)
Dove Rif- Numero di Reynolds;

Pr- Numero Prantl per liquido refrigerante;

Pr s- Numero Prantl dei liquidi refrigeranti sulla superficie della parete divisoria.

Permanente A, m, n, r vengono determinati sperimentalmente, il che richiede molto lavoro; i loro valori sono oggetto di proprietà intellettuale e non vengono divulgati dai produttori di PTA.

Come risultato di questa circostanza, non esiste una metodologia unificata per i calcoli di verifica termica delle modalità variabili, che copra l'intera gamma di PTA.

È stato proposto un metodo per la verifica dei calcoli termici dei modi variabili del PTA, basato sul fatto che informazione necessaria i valori specifici delle costanti menzionate possono essere determinati dalla modalità di progettazione nota mediante modellazione processo termico. Qui intendiamo la modalità di progettazione di uno scambiatore di calore “pulito”, quando tutti i parametri sono determinati senza il cosiddetto fattore di inquinamento.

La modellazione è stata effettuata utilizzando equazioni criterio del trasferimento di calore convettivo tenendo conto delle proprietà termofisiche dell'acqua: capacità termica, conduttività termica, diffusività termica, viscosità cinematica, densità.

Tuttavia, alcuni problemi relativi al calcolo delle modalità PTA variabili sono rimasti irrisolti. Lo scopo di questo articolo è espandere le capacità di calcolo delle modalità variabili dei PTA a passaggio singolo acqua-acqua.

Calcolo di verifica ottimizzato degli scambiatori di calore a piastre

Nello sviluppo del metodo di calcolo, di seguito viene proposta un'equazione più semplice, ottenuta dall'equazione 1 a seguito di identiche trasformazioni e contenente la costante (di seguito denominata costante) PTA Con lui:

, (2)
Dove Q - potenza termica tramite PTA, kW;

R c– resistenza termica della parete (piastra), m 2 °C/W;

R n– resistenza termica dello strato di incrostazioni, m 2 °C/W;

F = (n– 2) · ℓL– superficie totale di scambio termico, m2;

no, per favore – numero di piatti, pz.;

ℓ - larghezza di un canale, m;

l– lunghezza ridotta del canale, m;

∆t– differenza logaritmica delle temperature del liquido di raffreddamento, °C;

Θ = Θg + Θn – complesso termofisico totale (TPC), tenendo conto delle proprietà termofisiche dell'acqua. TPA è uguale alla somma dei TPA dell'agente riscaldante Θg e TPA riscaldato Θn liquidi refrigeranti:

, , (3, 4),
Dove

t1, t2 – temperatura del fluido riscaldante all'ingresso e all'uscita del PHE, °C;

τ1, τ2 – temperatura del liquido di raffreddamento riscaldato all'uscita e all'ingresso del PHE, °C.

Valori costanti m, n, r per la regione del flusso turbolento del refrigerante in questo modello, sono stati adottati quanto segue: M = 0,73, N = 0,43, R= 0,25. Costanti tu = 0,0583, sì= 0,216 sono stati determinati approssimando i valori delle proprietà termofisiche dell'acqua nell'intervallo 5-200 °C, tenendo conto delle costanti m, n, r. Costante UN dipende da molti fattori, comprese le costanti accettate m, n, r e varia ampiamente UN = 0,06-0,4.

Equazione per Con lui, espressi attraverso i parametri calcolati del PTA:

, (5)
Dove Kr- coefficiente di scambio termico calcolato, W/(m 2 · °C).

Equazione per Con lui, espresso attraverso caratteristiche geometriche:

, (6)
Dove z– distanza tra le piastre, m.

Dalla soluzione congiunta di 5 e 6 si determina il valore UN per questo PTA. Quindi secondo il noto UNÈ possibile determinare i coefficienti di trasferimento del calore α g E α n:

, (7, 8)
Dove f = (npl – 1) · ℓ · z/2 – area della sezione trasversale totale dei canali;

d e= 2 · z- diametro equivalente della sezione trasversale del canale, m.

Da 7, 8 ne consegue che il valore della costante UN a determinate costanti m, n, rè un indicatore dell’efficacia del PTA.

Costante C lui può anche essere determinato sperimentalmente sulla base dei risultati di misurazioni una tantum di parametri in due diverse modalità operative del PTA. I parametri misurati in questo caso sono i valori delle potenze termiche contrassegnate con gli indici 1 e 2; valori di quattro temperature del liquido di raffreddamento:

. (9)

Lo stesso vale nei casi in cui i parametri di progettazione del PTA non sono noti. Questi includono situazioni in cui, per un PTA in funzione, le informazioni su parametri iniziali sconosciuto, ad esempio perso, oppure il PTA è stato ricostruito modificando la superficie riscaldante (modificando il numero di piastre installate).

In pratica, si verificano spesso situazioni in cui è necessario modificare, ad esempio, aumentare il calcolato trasmesso Energia termica PTA. Questo viene fatto installando un numero aggiuntivo di piastre. La dipendenza della potenza termica calcolata dal numero di piastre installate aggiuntive, ottenuta dall'equazione 2 tenendo conto di 6, è la seguente:

. (10)

Naturalmente, quando cambia il numero di piatti, la costante Con lui cambierà e sarà uno scambiatore di calore diverso.

Tipicamente i parametri del PTA fornito vengono forniti con il fattore di contaminazione rappresentato dalla resistenza termica dello strato di incrostazione Rnr(modalità originale). Si presuppone che durante il funzionamento, dopo un certo periodo di tempo, a causa della formazione di incrostazioni, sulla superficie di scambio termico si formi uno strato di incrostazioni con resistenza termica “calcolata”. Successivamente è necessaria la pulizia della superficie di scambio termico.

Durante il periodo iniziale di funzionamento del PTA, la superficie di scambio termico sarà eccessiva e i parametri differiranno dai parametri della modalità iniziale. Se la potenza della fonte di calore è sufficiente, il PHE può “overclockare”, ovvero aumentare il trasferimento di calore oltre il valore specificato. Per riportare la resa termica al valore impostato è necessario ridurre la portata del liquido refrigerante nel circuito primario oppure abbassare la temperatura di mandata; in entrambi i casi diminuirà anche la temperatura di ritorno. Di conseguenza, un nuovo regime di PTA “puro” con Domanda pag E R n p = 0, ottenuto dall'originale Domanda pag E R n p > 0, verrà calcolato per PTA. Esistono infinite modalità di calcolo, ma sono tutte accomunate dalla presenza della stessa costante C lui.

Per ricercare i parametri di progetto tra quelli originali si propone la seguente equazione:

, (11),
dove sul lato destro ci sono i conosciuti Per uscire, t 1, t 2, τ 1, τ 2,(quindi e Θ rif), R s, R n r, sul lato sinistro ci sono le incognite t2r, ϴr, Superiore. Come uno sconosciuto invece t2è possibile adottare una delle restanti temperature t1, τ1, τ2 o combinazioni di essi.

Ad esempio in un locale caldaia è necessario installare un PTA con i seguenti parametri: Domanda pag= 1000kW, t1= 110 °C, t2= 80 °C, τ1= 95 °C, τ2= 70°C. Il fornitore ha offerto un PHE con una superficie di scambio termico effettiva F= 18,48 m2 con fattore di inquinamento R n r = 0,62·10 -4 (fattore di sicurezza δf = 0,356); Kr= 4388 W/(m2 · °C).

Nella tabella sono riportate, a titolo di esempio, tre diverse modalità di progettazione ricavate da quella originaria. Sequenza di calcolo: utilizzando la formula 11 si calcola la costante Con lui; Utilizzando la formula 2, vengono determinate le modalità di progettazione necessarie.

Tavolo. Modalità iniziali e di progettazione del PTA.

Nome	Dimensione	Designazione	Condizioni termiche
			originale	calcolo 1	calcolo 2		calcolo 3
Energia termica	kW	Q	1000	1090	1000	1000
Azione	-	δf	0,356	0,000	0,000	0,000
Livello di purezza	-	β	0,738	0,000	1,000	1,000
Temperatura ingresso acqua riscaldamento	°C	t1	110,0	110,0	110,0	106,8
Temperatura di riscaldamento. acqua in uscita	°C	t2	80,0	77,3	75,4	76,8
Temperatura uscita acqua riscaldata	°C	τ1	95,0	97,3	95,0	95,0
Differenza di temperatura logaritmica	°C	∆t	12,33	9,79	9,40	9,07
TFC	-	ϴ	4,670	4,974	4,958	4,694
Coefficiente di scambio termico	W/(m2°C)	K	4388	6028	5736	5965
Consumo di acqua di riscaldamento	t/h	G1	28,7	28,7	24,9	28,7
Consumo di acqua riscaldata	t/h	G2	34,4	34,4	34,4	34,4
Resistenza termica dello strato di incrostazione	m2°C/W	10 4 · R n	0,62	0	0	0
Costante PTA	-	C lui	-	0,2416

Modalità di progettazione 1 illustra l'accelerazione del PTA ( Q= 1090 kW) a condizione che la fonte di energia termica abbia potenza sufficiente, mentre a portate costanti la temperatura t2 scende a 77,3 e la temperatura τ1 sale a 97,3 °C.

Modalità di progettazione 2 simula una situazione in cui una valvola regolatrice di temperatura è installata su una tubazione con un fluido riscaldante in modo da mantenere una temperatura costante τ1= 95 ° C, riduce il consumo di fluido riscaldante a 24,9 t/h.

Modalità di progettazione 3 simula una situazione in cui la fonte di energia termica non ha potenza sufficiente per accelerare il PHE, mentre entrambe le temperature del liquido di raffreddamento del riscaldamento diminuiscono.

Costante Con luiè una caratteristica cumulativa che include caratteristiche geometriche e parametri termici calcolati. La costante rimane invariata per tutta la vita utile del PTA, a condizione che la quantità e la “qualità” iniziale (il rapporto tra il numero di piastre H E l) piastre installate.

Pertanto, è possibile modellare il PTA, il che apre la strada all'esecuzione dei calcoli di verifica necessari per varie combinazioni di dati iniziali. I parametri richiesti possono essere: potenza termica, temperature e portate dei liquidi refrigeranti, grado di pulizia, resistenza termica di un eventuale strato incrostante.

Utilizzando l'equazione 2, utilizzando una modalità di progettazione nota, è possibile calcolare i parametri per qualsiasi altra modalità, inclusa la determinazione della potenza termica da quattro temperature del liquido di raffreddamento misurate alle porte. Quest'ultima è possibile solo se si conosce in anticipo la resistenza termica dello strato di incrostazione.

Dall'equazione 2 si può determinare la resistenza termica dello strato di incrostazione Rn:

. (12)

Una valutazione del grado di pulizia della superficie di scambio termico per la diagnostica PTA si ottiene utilizzando la formula .

conclusioni

1. Il metodo di calcolo di verifica proposto può essere utilizzato nella progettazione e nel funzionamento di sistemi di condotte con PTA a passaggio singolo acqua-acqua, inclusa la diagnostica delle loro condizioni.

2. Il metodo consente di utilizzare i parametri di progettazione noti del PHE per eseguire calcoli di varie modalità variabili senza contattare i produttori di apparecchiature di scambio di calore.

3. Il metodo può essere adattato al calcolo del PTA con mezzi liquidi diversi dall'acqua.

4. Vengono proposti il ​​concetto di costante PTA e le formule per il calcolo. La costante PTA è una caratteristica combinata che include caratteristiche geometriche e parametri termici calcolati. La costante rimane invariata per tutta la vita utile del PTA, a condizione che la quantità e la “qualità” iniziale (rapporto tra il numero di piastre “dure” e “morbide”) installate rimangano costanti.

Letteratura

1. Grigoriev V.A., Zorin V.M. (ed.). Trasferimento di calore e massa. Esperimento termotecnico. Direttorio. Mosca, Energoatomizdat, 1982.

2. Saprykin I.M. Sui calcoli di verifica degli scambiatori di calore. “Heat Supply News”, n. 5, 2008, pp. 45-48.

3. . Sito web RosTeplo.ru.

4. Zinger N.M., Taraday AM, Barmina L.S. Scambiatori di calore a piastre nei sistemi di fornitura di calore. Mosca, Energoatomizdat, 1995.