Определение основных размеров теплообменного аппарата

В качестве примера проводим упрощенный расчет кожухотрубного теплообменника (рис.12).

Аппарат состоит из пучка труб, помещенного внутри стального сварного цилиндрического корпуса (обечайки). Трубки завальцованы в двух трубных решетках или приварены к ним. Трубки размещаются в пучке в шахматном порядке по вершинам равностороннего треугольника с шагом s/d =(1,25-2,20), где d -наружный диаметр труб. Аппарат снабжен двумя съемными крышками со штуцерами для входа и выхода теплоносителя, движущегося внутри труб. Трубное и межтрубное пространства разобщены. Второй теплоноситель движется в межтрубном пространстве, снабженном входным и выходным штуцерами. По трубам движется, как правило, тот поток, который содержит взвешенные твердые частицы (для удобства чистки), находится под большим давлением (чтобы не утяжелять корпус) или обладает агрессивными свойствами (для предохранения корпуса от коррозии).

Задача расчета - подбор количества и длины труб аппарата, соответствующих необходимой (расчётной) площади поверхности нагрева.

Недостающие параметры подбираются из таблицы 4, где указаны наиболее часто используемые характеристики стальных гладкотрубных теплообменных аппаратов (ГОСТ 15121-79).

Таблица 4. Рекомендуемые параметры теплообменника

Наружный диаметр труб, d _нар., мм	28, 30, 32, 38
Расположение труб в пучке	шахматное
Относительный шаг труб по ходу газов	1,25 – 2,20
Длина трубы, ℓ, м	2, 3, 4, 5

По рассчитанной величине площади теплообмена F и выбранному из табл. 4 внешнему диаметру трубы определяем общую длину трубы в расчете на одноходовой пучок:

L = , м.

Если l, м – рабочая длина одной трубы, а n – число труб в теплообменнике, то

Внутренний диаметр корпуса теплообменника

D = D ′ + d _нар +2 К ₀, м,

где D ′ - наибольший диаметр окружности центров труб при кольцевой разбивке; К ₀ - кольцевой зазор между крайними трубами и внутренней стенкой корпуса (К _0min = 6 мм).

Графическая часть

Учитывая схему разбивки труб по шестиугольникам и по окружностям (табл. 5), представить размещение труб в пучке при шахматной разбивке (рис. 13).

Таблица 5. Число труб в аппарате при разбивке в трубной решётке

Число шестиугольников или окружностей	Разбивка по шестиугольникам	Разбивка по окружностям
Число труб по диагонали	Общее число труб без учё-та сегментов	Число труб	Число труб во всех сегментах	Общее число труб в аппарате	Число труб по наружной окружности	Общее число труб в аппарате
В I-м ряду сегмента	Во 2-м ряду сегмента	В 3-м ряду сегмента
			-	-	-	-
			-	-	-	-
			-	-	-	-
			-	-	-	-
			-	-	-	-
			-	-	-	-
				-	-
				-	-
				-	-
				-	-
				-	-
				-	-
					-
					-
					-
					-
					-
					-
					-

П Р И Л О Ж Е Н И Е

ПРИМЕР ВЫПОЛНЕНИЯ КУРСОВОЙ РАБОТЫ

ЧАСТЬ I

1. Построение процесса расширения пара

в проточной части турбины

Процесс расширения пара в проточной части турбины строится в виде hs -диаграммы (рис.2) по заданным начальным и конечным параметрам пара в турбине (табл. П1): давлениям пара отборов и относительным внутренним КПД частей высокого, среднего и низкого давлений турбины.

Таблица П1. Исходные данные для построения процесса расширения

D _пп = 114 кг/с	p ₀ = 12,7 МПа	= 0,845
t ₀= 550 °С	p ₁ = 3,2 МПа	= 0,855
t _нв =0°C	p ₂ =0,6 МПа	= 0,780
	p ₃ = 0,49 МПа
	p ₅ = 0,07 МПа
	p _к = 0,0052 МПа

1. Находим с помощью hs -диаграммы точку 0 на пересечении изобары p ₀с изотермой t ₀. Определим по диаграмме параметры этой точки:

h ₀= 3490 кДж/кг; s ₀ = 6,66 кДж/(кг∙К).

2. Находим точку 0′. Так как в стопорном клапане СК (рис. 1) и в регулирующих клапанах (далее) происходит дросселирование пара, приводящее к потерям давления, то при построении учитываем потери давления

Δ p ₀ = p ₀ - = (0,03...0,05) p ₀,

где p ₀ - давление перед клапаном, - давление за клапаном.

Примем Δ p ₀ = 0,04∙ p ₀МПа. Тогда

МПа.

Параметры точки 0′ определим по hs -диаграмме:

t ₀′ = 548 °С; v ₀′ = 0,03 м³ / кг; s ₀′ = 6,69 кДж/(кг∙К).

3. Находим точку 1 a из условия адиабатного (то есть без теплообмена со средой) процесса расширения пара в турбине. Так как s =const, то проводим вертикальную линию из точки 0′ до пересечения её с изобарой p ₁.

Параметры точки 1 a:

h_a ₁= 3080 кДж/кг; s_a ₁ = 6,69 кДж/(кг∙К).

4. Находим точку 1. Для её определения рассчитаем теплопадение H_i в ЧВД турбины:

кДж/кг,

где

кДж/кг.

Тогда

кДж/кг,

кДж/кг.

Двигаясь по изобаре p ₁до пересечения её с изолинией энтальпии h ₁, находим точку 1. Параметры точки 1:

h ₁= 3144 кДж/кг; s ₁ = 6,77 кДж/(кг∙К).

5. Находим точку 1′. Здесь также определяем потери давления на дросселирование в перепускных трубопроводах между ЧВД и ЧСД турбины:

где p _пт– давление в перепускных трубопроводах. В нашем случае p _пт= p ₁.

Примем МПа. Получим

МПа.

Определим по hs -диаграмме параметры точки 1′:

h ₁′ = 3144 кДж/кг; s ₁′ = 6,79 кДж/(кг∙К).

6. Находим точку 5 a, проведя вертикальную линию из точки 1′ до изобары p ₅.

Параметры точки 5a:

h ₅ _a = 2410 кДж/кг; s ₅ _a = 6,79 кДж/(кг∙К).

7. Находим точку 5, рассчитав теплопадение H_i в ЧСД турбины:

, кДж/кг,

где

3144-2410=734 кДж/кг.

Тогда

кДж/кг,

кДж/кг.

Двигаясь по изобаре p ₅до пересечения её с изоэнтальпой h ₅, находим точку 5. Параметры точки 5:

h ₅= 2516 кДж/кг; s ₅ = 7,11 кДж/(кг∙К).

8. Находим точку 5′, определив потери давления на дросселирование пара в органах парораспределения перед ЧНД турбины:

где p – давление перед регулирующими клапанами ЧНД. В нашем случае p = p ₅.

МПа.

Параметры точки 5′:

h ₅′ = 2516 кДж/кг; s ₅′ = 7,14 кДж/(кг∙К).

9. Находим точки 2 и 3, соединив линией точки 1′ и 5. Точки пересечения этой линии с изобарами p ₂ и p ₃ и есть искомые точки 2 и 3.

Параметры точки 2:

h ₂= 2850 кДж/кг; s ₂ = 6,94 кДж/(кг∙К).

Параметры точки 3:

h ₃= 2800 кДж/кг; s ₃ = 6,97 кДж/(кг∙К).

10. Находим точку K _a ′, опустив вертикальную линию из точки 5′ до изобары p _к.

Параметры точки K _a′:

h_Ka _′= 2180 кДж/кг; s _Ka _′ = 7,14 кДж/(кг∙К).

11. Находим точку K, рассчитав теплопадение в ЧНД турбины:

кДж/кг,

где

кДж/кг.

Тогда

кДж/кг,

кДж/кг.

Двигаясь по изобаре p _кдо пересечения её с изоэнтальпой h _к, находим точку К. Параметры точки К:

h _к= 2254 кДж/кг; s _к = 7,39 кДж/(кг∙К).

12. Находим точку К _a, опустив вертикальную линию от точки 0 до изобары p _к.

Параметры точки К _a:

h _к_a= 2050 кДж/кг; s _к_a = 6,67 кДж/(кг∙К).

2. Расчёт сетевых подогревателей

1. Найдём на графике тепловой нагрузки Q (рис. 3) по заданной температуре наружного воздуха = 0°C тепловую нагрузку Q _т= Q _отб теплофикационной установки:

Q = 155 МВт.

2. Найдём на графиках t _ос и t _вс (рис. 3) по заданной температуре наружного воздуха температуру воды перед нижним t ₁ и после верхнего t ₂ подогревателей:

t ₁ = t _ос =30°C,

t ₂ = t _вс=90°C.

3. Определим по таблицам [3, Таблица III ] температуру конденсата греющего пара (как температуру насыщенного пара) на входе в СП1 по заданному давлению пара из отбора №5 p ₅=0,07 МПа:

°C.

4. Определим температуру сетевой воды после СП1 t _п1 с учетом недогрева υ =5 °C сетевой воды до температуры конденсата греющего пара из соотношения:

откуда

°C.

5. Определим температуру насыщения греющего пара в СП2 по температуре t ₂ сетевой воды на выходе из СП2 и величине её недогрева до температуры насыщения греющего пара:

= t ₂ + υ.

Принимаем для СП2 недогрев υ =8…10ºС. Тогда

= 90 +10 = 100°C.

6. Определим c помощью hs -диаграммы (или, лучше, по «Таблицам» [3]) давление p ₄ греющего пара в СП2 по температуре насыщения пара:

p ₄ = 0,101 МПа.

7. Распределим тепловую нагрузку между верхним Q _в и нижним Q _н сетевыми подогревателями пропорционально подогревам сетевой воды в них, то есть соответственно соотношению (взятому из тепловых балансов СП):

где D ₄, D ₅ – массовый расход греющего пара, поступающего в СП2 и СП1, кг/с; h ₄, h ₅ - энтальпии греющего пара из отборов №4 и №5, кДж/кг; h ₄^н, h ₅^н, h ₁, h ₂, h _п1 -энтальпии конденсата греющего пара СП2 и СП1, воды перед СП1, после СП2 и после СП1, кДж/кг; G _c – массовый расход сетевой воды, кг/с; η _п =0,98...0,99 – КПД подогревателей.