Расчет и компоновка парогенерирующего пучка труб

1. Количество пара  с параметрами , , которое должно быть получено в парогенерирующем пучке, вычислено ранее из теплового баланса теплообменника Т. Такое же количество конденсата  поступает из теплообменника во входной коллектор :

.

2. Количество теплоты, которое должно быть затрачено в парогенерирующем пучке для получения пара с параметрами , , если пренебречь теплопотерями в окружающую среду, должно соответствовать количеству теплоты, необходимой для нагревания  теплоносителя от  до , т.е. в соответствии уравнением теплового баланса

,

следовательно, .

3. Количество трубок включенных во входной коллектор, с учетом ,  и

.

Количество трубок  – это количество змеевиков, параллельно присоединенных к между выходным и входным коллекторами:

.

Изображенный на рис. 2.3.1 парогенерирующий пучок П представляет ряд змеевиков, параллельно присоединенных к входному и выходному коллекторам  и . В нашем случае трубки парогенерирующего пучка расположены в шахматном порядке и количество змеевиков .

4. Дальнейшая задача состоит в расчете поверхности нагрева парогенерирующего пучка с помощью уравнения теплопередачи:

,

где .

Как следует из уравнения теплопередачи теплообменника, определению поверхности нагрева  должны предшествовать вычисления среднего температурного напора  и коэффициента теплопередачи .

5. Расчет среднего температурного напора  в парогенерирующем пучке проводится исходя из температурных графиков теплоносителей (рис. 2.3.5).

Рис. 2.3.5. График изменения температур теплоносителей

Учитывая, что перегревы пара относительно температуры насыщения  в исходных данных незначительны, можно пренебречь влиянием участка  на величину среднего температурного напора и вычислить его, считая температурным графиком для получения перегретого пара прямую  по следующей формуле

.

Для определения поправки , определим вспомогательные величины P и R по формулам [3, стр. 385, ф. (19.20)] и [3, стр. 385, формула. (19.21)]:

, .

По графику [3, стр. 385, рис. 19.4] .

Как видно из графиков [3], температурные напоры вычислим по следующим формулам:

, ,

где  определяется по табл. 2 [2] при .

Тогда средний температурный напор

.

6. Расчет коэффициента теплопередачи  для трубок парогенерирующего пучка с достаточной точностью может быть выполнен исходя из предположения, что стенка трубки плоская, поскольку  [3, стр. 37], где  – наружный диаметр трубки, равный  м.

Таким образом, коэффициент теплопередачи определяем по формуле [3, стр. 37, ф. (2.53)]:

где  – эффективный коэффициент теплоотдачи пучка по газовой стороне трубок, ;

 и  – лучистая и конвективная составляющие;

 – коэффициент теплоотдачи при кипении в трубах, ;

 – толщина стенки трубки, ;

 – коэффициент теплопроводности материала трубок, , поскольку идет процесс кипения выбираем по табл. 6 [4] хромистую нержавеющую сталь 4Х13 . Данная марка стали содержит 13 % хрома, поэтому применяется для изготовления коррозионно-стойких деталей, работающих в таких средах, как влажная атмосфера, водяной пар, вода, некоторые органические кислоты и др.

6.5. Для расчетов ,  и  требуются температуры поверхностей стенки трубок со стороны газов  и со стороны кипящей жидкости , которые неизвестны. В первом приближении они могут быть определены из следующих соображений. Представим уравнение для коэффициента теплопередачи через термические сопротивления

.

Примем следующие допущения и вычислим термические сопротивления

порядок величины  примерно , т.е. , тогда ; ;

порядок величины  примерно , т.е. , тогда .

Эти допущения позволяют определить в первом приближении коэффициент теплопередачи  и плотность теплового потока .

Средняя температура дымовых газов в пучке: .

Коэффициент теплопередачи  и плотность теплового потока :

,

.

Тогда, используя соотношение , можно определить приближенные значения  и :

 и ,

, .

Примем  и .

6.5. Составляющая  рассчитывается по плотности потока излучения  между продуктами сгорания и поверхностью трубок парогенерирующего пучка и разности температур газа  и стенки.

Среднюю длину пути луча определяем по следующей формуле [4, стр. 230]:

м.

Поскольку способностью излучения теплоты обладают только трехатомные газы, то по табл. 16 [4] принимаем парциальные давления двуокиси углерода и водяных паров:  и .

Произведение среднего пути луча на парциальное давление двуокиси углерода и водяных паров

,

.

По этим значениям и по  по номограммам рис. 11-1, 11-2, 11-3 [4, стр. 211, 212] находим степень черноты дымовых газов: степень черноты углекислого газа , степень черноты водяных паров , поправочный коэффициент .

Степень черноты дымовых газов составит [4, стр. 230]:

.

Определяем степень черноты газов при  и при  и  по тем же номограммам:

, , .

Поглощательная способность газов при температуре поверхности труб [4, стр. 230]:

,

где  – средняя температура дымовых газов, выраженная в Кельвинах;

 – температура поверхности стенки трубки со стороны газов, выраженная в Кельвинах.

.

Эффективная степень черноты оболочки определяем по следующей формуле:

,

где  – степень черноты оболочки (окисленной стали при ) [4, табл. 21].

Определим плотность теплового потока, обусловленную излучением [4, стр. 230]:

,

где  – излучательная способность абсолютно черного тела.

Таким образом,

.

Следовательно, коэффициент теплоотдачи

.

6.5. Для определения конвективной составляющей , которая определится следующим уравнением

,

где  – критерий Нуссельта,

необходимо определить режим течения и уравнение для вычисления критерия Нуссельта.

По средней температуре газов  выписываем ТФС дымовых газов по табл. 16 [4]: , , .

Для определения режима движения найдем число Рейнольдса для потоков газов

.

Поскольку , то имеет место смешанный режим движения.

При смешанном режиме средний коэффициент теплоотдачи для шахматного пучка определяется по следующему уравнению [3, стр. 199, ф. (9.4)]

,

где  – поправочный коэффициент, учитывающий влияние относительных шагов.

На газы поправка не распространяется [3, стр. 162].

Определяющей температурой является средняя температура дымовых газов , определяющим размером – внешний диаметр трубок пучка м.

Для определения поправочного коэффициента  определим отношение :

.

Поскольку , то поправочный коэффициент  [3, стр. 199].Таким образом, критерий Нуссельта равен

.

Теперь можем рассчитать коэффициент теплоотдачи при вынужденном движении нагреваемой жидкости внутри трубок

.

Эффективный коэффициент теплоотдачи пучка по газовой стороне трубок равен

.

6.5. Коэффициент теплоотдачи при вынужденном течении в трубах кипящей жидкости  может быть рассчитан с использованием соотношений [3, стр. 272] зависящих от отношения

,

где  – коэффициент теплоотдачи, определяемый по формулам конвективного теплообмена однофазной жидкости;

 – коэффициент теплоотдачи при пузырьковом кипении в большом объеме.

Определим конвективный коэффициент теплоотдачи однофазной жидкости по следующей формуле:

.

Необходимо определить режим течения и уравнение для вычисления критерия Нуссельта.

По температуре насыщения  выписываем ТФС воды на линии насыщения по табл. 11 [4]: , , , .

Для определения режима движения найдем число Рейнольдса

.

Поскольку , то режим движения турбулентный.

Число Нуссельта определяем по следующему соотношению [3, стр. 186, ф. (8.11)]:

.

Число Прандтля стенки определяем по температуре стенки со стороны жидкости  по табл. 11 [4] : .

Таким образом, критерий Нуссельта равен

.

Конвективный коэффициент теплоотдачи однофазной жидкости

.

Определим коэффициент теплоотдачи при пузырьковом кипении в большом объеме по следующей формуле:

.

По температуре насыщения  из табл. 9-1 [4] выписываем значения следующих компонентов:  и .

Число Рейнольдса равно [4, стр. 174]:

,

где  – плотность теплового потока, которая определена в пункте 6.3.

Поскольку , то критерий Нуссельта определяем по следующей формуле [4, стр. 174, ф. (9-1а)]:

.

Тогда коэффициент теплоотдачи при кипении составит:

.

Рассчитаем отношение : .

Поскольку , то общий коэффициент теплоотдачи при кипении в трубах [3, стр. 272, ф.(13.21)]

.

Вернемся к расчету коэффициента теплопередачи , исходя из предположения, что стенка трубки плоская:

.

6.5. Теперь следует проверить, соответствуют ли фактические температуры поверхностей трубки  и  принятым на основании первого приближения  и . Для этой цели используем следующие соотношения

 и .

С учетом найденного коэффициента теплопередачи, плотность теплового потока равна

.

Тогда фактические температуры равны

,

,

а задавались  и .

Поскольку принятые в расчетах температуры отличаются от фактических в пределах , то полученные значения коэффициентов теплоотдачи ,  и , коэффициента теплопередачи  и плотности теплового потока  можно считать близкими к истине.

7. Определим коэффициент теплопередачи по соотношению, учитывающему цилиндрическую форму стенок трубок парогенерирующего пучка:

.

Коэффициент теплопередачи на  поверхности трубчатого теплообменника определяется следующей формулой

,

где  – расчетная поверхность теплообмена одного погонного метра трубки парогенерирующего пучка.

В данном случае, коэффициент теплоотдачи по газовой стороне много меньше коэффициента теплоотдачи со стороны кипящей жидкости , значит, в качестве расчетного диаметра  принимаем наружный диаметр трубки .

Следовательно, площадь расчетной поверхности теплообмена трубки на один погонный метр составит

.

Коэффициент теплопередачи на  поверхности:

.

Расхождение коэффициентов теплопередачи

.

Для технических расчетов допустима погрешность менее , а полученная нами погрешность меньше допустимой, поэтому влияние на результаты расчета поверхности  использования коэффициента теплопередачи, вычисленного исходя из предположения, что стенка трубки плоская, вместо вычисленного коэффициента теплопередачи для цилиндрической стенки не существенно.

8. Расчет поверхности нагрева  следует из уравнения теплопередачи

.

Учитывая, что , длина труб змеевиков  равна

.

Таким образом, поверхности нагрева

и длина труб змеевиков

.

9. Компоновка парогенерирующего пучка исходя из осуществляется таким образом, чтобы соотношение габаритов  всего пучка находилось в пределах .

Для шахматного пучка габарит  вычисляется по следующему соотношению

,

где  – число пакетов,

м,

, тогда  и .

Нетрудно заметить, что необходимо компоновать 3 пакета, для того что бы выдержать соотношение  в необходимых пределах.

Таким образом, , , . Соотношение  выдерживается.

Пакеты пучка по коллекторам соединяем последовательно; один из пакетов (выходной) встроен между двумя другими. На рис. 2.3.6 показана компоновка пакетов в пучках.

Основные выводы по работе

Выполнив расчет и компоновку парожидкостного кожухотрубчатого теплообменника и парогенерирующего пучка труб можно сделать следующие выводы:

для нагревания  масла МТ за час от  до , движущегося по трубкам со средней скоростью , необходима теплообменная установка, состоящая из двенадцати последовательно включенных по нагреваемому теплоносителю вертикальных четырехходовых теплообменников (рис. 4), в которую поступает  пара с параметрами , ;

а для нагревания кг конденсата за секунду до  и  необходимы три пакета парогенерирующих пучков, которые омываются дымовыми газами с температурами на входе в пучки и на выходе соответственно  и ;

хотя мы вынуждены были использовать допущения и приближения, погрешность расчетов не превышает допустимой для технических расчетов, т.е. ; поскольку проектировали вертикальный теплообменник, то само его расположение в пространстве, в отличие от горизонтального, удачно, так как он занимает меньше места и более удобно располагается в рабочем помещении;

для удобства монтажа и эксплуатации высота трубок между трубными досками была принята 4 м; так как трубки парогенерирующего пучка располагали в шахматном порядке, то, по сравнению с коридорным расположением труб, имеем соответственное уменьшение габаритов парогенерирующего пучка; при компоновке пакетов в пучках змеевики одного пакета расположили между змеевиками других, вследствие чего получили более плотную компоновку.

Рис. 2.3.6. Компоновка парогенерирующего пучка

2.4. Моделирование нестационарной температуры
теплоносителя в трубопроводе
с антикоррозионным покрытием с учетом теплопередачи

Изложены простые решения нестационарной задачи теплообмена. Показано влияние температуры окружающей среды на тепловые потери от теплоносителя через стенку трубопровода в окружающую среду.

Ключевые слова: трубопровод, коэффициент теплопроводности, теплообмен, тепловые потери, коэффициент теплопередачи, удельная изобарная теплоемкость.

Скорость коррозионных процессов в трубопроводах тепловых сетей во многом зависит от выбора основного конструкционного материала стали от низколегированных до высоколегированных. При эксплуатации трубных систем в результате термических и физико-химических воздействий возникают фазовые превращения, которые изменяют свойства сталей и приводят к резкой неоднородности внутренних зональных напряжений. Статистика повреждений труб котлов свидетельствует[1]: дефект металла – 25%, дефекты изготовления – 20%, термоусталостной коррозии -20%, газовой коррозии – 20%, тепловому перегреву из-за нарушения водно-химического режима и отложений -15%. За 20-30 тыс.часов эксплуатации температура труб повышается на 80 -100 ^ОС, и при температурах 540 – 550 ^оС происходит образование продольных коррозионно-усталостных трещин и свищей при плотности тепловых потоков 30 -40 Вт/см² [2 – 4]. В [5] решена стационарная задача конвективного переноса теплоты теплоносителем в трубопроводе с антикоррозионным покрытием с учетом теплопередачи в окружающую среду.

Точное аналитическое решение нестационарной задачи конвективного теплообмена:

                        (2.4.1)

начальное условие

                                                          (2.4.2)

граничное условие

                                                           (2.4.3)

получить методом разделения переменных Фурье или интегральным преобразованием Лапласа затруднительно.

Здесь

 .

Приближенное решение задачи (2.4.1) – (2.4.3) имеет вид:

   (2.4.4)

Анализ решения (2.4.4):

1) при

2) при

т.е. полученное решение удовлетворяет краевым условиям.

Для установившего во времени процесса теплообмена  решение дифференциального уравнения (2.4.1) с учетом граничного условия (2.4.3) имеет простой вид

                     (2.4.5)

При решение (2.4.4), (2.4.5) дают одинаковый результат  т.е. наступает термодинамическое состояние равновесия.

При решении задачи (2.4.1) – (2.4.3) было принято допущение, что переносом теплоты теплоносителем вдоль трубопровода пренебрегаем. С целью проверки этого допущения определим плотность теплового потока

(2.4.6)

При проведении теплотехнических расчетов трубопровода важна локальная оценка тепловых потерь от теплоносителя через стенку трубопровода в окружающую среду

 .                               (2.4.7)

В стационарном тепловом состоянии полные тепловые потери от теплоносителя в трубопроводе длиной L в окружающую среду будут равны

                                  (2.4.8)

Здесь  

Пример: Дан диаметр стальной трубы  с толщиной стенки  и длиной L=1; 23км. Толщина покрытия  с коэффициентом теплопроводности плотность воды  Объемный расход  Коэффициенты теплообмена  Начальная температура трубопровода температура горячей воды на входе  а окружающей среды  Найти изменение температуры во времени через  минут трубопровода.

Решение 1. Определим скорость движения горячей воды  где

2. Коэффициент теплопередачи

Исходные данные и полученные значения u, d₁, k, подставляя в зависимость (2.4.4) для конкретных значений времени и координат, получаем распределение Т( ). Результаты расчетов приведены на рис.2.4.1, из которого видно, что при малых моментах времени основное изменение температуры теплоносителя происходит на участке трубопровода L=7 км, а в последующие моменты времени происходит плавное изменение температуры на всех участках трубопровода. Следует отметить, что в установившемся тепловом состоянии температура теплоносителя изменяется, согласно (2.4.5), по длине трубопровода практически по линейному закону.

3. Оценим перенос теплоты теплоносителем теплопроводностью вдоль трубопровода: . Отсюда можно сделать вывод о том, что этой теплотой можно пренебречь.

Для данного трубопровода длиной L=23 км, при температуре наружного воздуха  тепловые потери в окружающую среду составляют если температура наружного воздуха составляет , то тепловые потери в окружающую среду составят  Снижение исходной температуры воздуха в четыре раза, приводит к увеличению тепловых потерь на 27%.

4. На рис.2.4.2 показано изменение тепловых потерь по длине трубопровода, из которого видно, что плотность теплового потока в основном изменяется на расстоянии L=7 км, а далее практически изменяется по линейному закону.

Выводы

1. Получено приближенное решение нестационарной задачи конвективного теплообмена при движении теплоносителя в трубопроводе. Не учет переноса теплоты теплоносителем теплопроводностью вдоль длины трубопровода не оказывает существенного влияния на изменение ее температуры в конкретной координате. Полученные зависимости позволяют провести оценку тепловых потерь от теплоносителя через стенки трубопровода в окружающую среду.

Обозначения

- соответственно температуры теплоносителя и окружающей трубопровод среды, К;

- коэффициент теплопередачи, Вт/(м²К); - удельная массовая изобарная теплоемкость, Дж/(кг. К); - плотность, кг/м³, u – скорость теплоносителя, м/с; - время, с; х- продольная координата, м; L- длина трубопровода, м; d₁- внутренний диаметр трубопровода, м.

Рис. 2.4.1. Распределение температуры по координате:

1 – расчет по формуле (2.4.4); 2 – расчет по формуле (2.4.5)

Рис. 2.4.2. Изменение плотности теплового потока по координате

Список использованной литературы

1. Бакластов А.М. Проектирование, монтаж и эксплуатация теплоиспользующих установок. Уч. пособие для студентов специальности «Промышленная теплоэнергетика» высших учебных заведений. – М.: Энергия, 1970. – 568 с.

2. Вукалович М.П., Ривкин С.Л., Александров А.А. Таблицы теплофизических свойств воды и водяного пара. М.: Издательство стандартов, 1969. – 408 с.

3. Исаченко В.П., Осипова В.А., Сукомел А.С. Теплопередача: Учебник для вузов. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Энергоиздат, 1981. – 416 с.

4. Краснощеков Е.А., Сукомел А.С. Задачник по теплопередаче: Уч. пособие для вузов. – 4-е изд., перераб. – М.: Энергия, 1980. – 288 с.

5. Коновалова Л.С., Загромов Ю.А. Теоретические основы теплотехники. Теплопередача: Уч. пособие. – Томск: Изд. ТПУ, 2001. – 118 с.

6. Лебедев П.Д. Теплообменные, сушильные и холодильные установки. Учебник для студентов технических вузов. Изд. 2-е перераб. – М. – Л.: Энергия, 1972. – 320 с.

7. Промышленная теплоэнергетика и теплотехника: Справочник / Под общ. ред. В.А. Григорьева и В.М. Зорина. – М.: Энергоиздат, 1983. – 552 с.

8. Сидельковский Л.Н., Юренев В.Н. Котельные установки промышленных предприятий: Учебник для вузов. – 3-е изд., перераб. – М.: Энергоатомиздат, 1988. – 528 с.

9.  Компоновка и тепловой расчет парового котла: Учеб. пособие для вузов / Ю.М. Липов, Ю.Ф. Самойлов, Т.В. Виленский. – М.: Энергоатомиздат, 1988. – 208 с.

10. Ляликов А.С., Фурман А.В. Методические указания к курсовой работе по тепло и массообмену, Томск, 1998 г.

11. Логинов В.С., Юхнов В.Е. Практикум по основам теплотехники: Учебное пособие. – Томск: Изд-во ТПУ, 2005. -136 с.

12.  Антикайн П.А. Обеспечение надежной эксплуатации пароводопроводов тепловых электростанций// Теплоэнергетика. – 2000. -№4. –С.2 -5.

13. Марковиченко Н.Ф., Соловей П.П. Пути повышения надежности поверхностей нагрева при сжигании низкокалорийного топлива//Надежность котельных поверхностей нагрева и актуальные вопросы теплообмена и гидродинамики: Сб.тезисов докладов заседания секции совета ГКНТ СССР. – Ленинград – Подольск. – 1984. – С.67-75.

14. Артамонцев А.И., Заворин А.С., Любимова Л.Л., Макеев А.А. Изменение внутренних напряжений в сечениях котельных труб при пластическом деформировании//IV семинар вузов Сибири и Дальнего Востока по теплофизике и теплоэнергетике. – Владивосток: изд. ДВГТУ, 2005. – С.35.

15. Любимова Л.Л., Ташлыков А.А., Макеев А.А., Артамонцев А.И.//Известия Томского политехнического университета. – 2006. Том 309. – № 6. –С.114-119.

16. Файрушин А.Ф., Половняк В.К. Моделирование теплопередачи в трубопроводе с антикоррозийным покрытием// Современные проблемы науки и образования, 2009, № 6.