Контрольные вопросы по разделу «Тепловые процессы»

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ

по разделу «Тепловые  процессы»

 

 

Билет №4

 

 

 

 

 

Содержание

с.

1. Специфика проектного  расчета теплообменного аппарата. 3

2. Конструкции теплообменных  аппаратов смешения. 7

3. Характеристика способов  переноса тепла 9

4. Алгоритм гидравлического  расчета змеевика печи 11

 

 

1. Специфика проектного расчета теплообменного аппарата.

 

Целью проектного расчета  является определение необходимой  поверхности теплообмена и режима работы теплообменника для обеспечения заданного переноса теплоты от одного теплоносителя другому.

Расчет теплообмена смешением  основывается на уравнении теплового баланса системы:

G_смс_смt_см=G₁c₁t₁+G₂c₂t₂,                                     (1.1)

 

где G, c и t – соответственно масса, удельная теплоемкость и температура потоков,

      индексы CM ,1,2 соответствуют смеси двух потоков, первому и второму смешиваемым горячему и холодному потокам.

В зависимости от поставленной задачи, уравнение (1.1) позволяет рассчитывать температуру смеси потоков, если известны массы и температуры смешиваемых потоков, или определить количество горячего или холодного потока, подаваемого на смешивание, если известна заданная температура смеси, количество соответственно холодного или горячего потока и их температуры.

Исходными данными для  проектного расчета теплообменного аппарата являются:

1. G – расход одного или обоих (G, D) теплоносителей, кг/с;
2. Т_н, Т_к – начальная и конечная температуры, К;
3. р – давление сред;
4. с, m, r – теплоемкость, вязкость и плотность теплоносителей (эти величины могут быть не заданы, тогда их следует определять из справочной литературы);
5. тип проектируемого теплообменника (если он не указан, то необходимо сначала провести технико-экономическое обоснование выбранного типа).

Задачей проектного теплового  расчета теплообменника является определение поверхности теплообмена в результате совместного решения интегрального уравнения теплопередачи и уравнений тепловых балансов:

 

        (1.2)

Если теплоносители изменяют агрегатное состояние в процессе теплообмена, расчет тепловой нагрузки (удельного теплового потока) производится через энтальпии:

,                         (1.3)

где G_тг , G_тх – массовые расходы горячего и холодного теплоносителей, кг/с;

h¢,h¢¢ – коэффициенты (КПД), учитывающие потери (приток) тепла в теплообменных аппаратах.

Значения физических констант свойств теплоносителей можно принимать как среднеинтегральные величины, если в рассматриваемом интервале температур их нельзя считать постоянными. С некоторым приближением (что на практике чаще и делают) расчетное значение теплоемкости можно брать как истинное значение с_p при средней температуре теплоносителя либо как среднее арифметическое истинных теплоемкостей при конечных температурах.

Значение коэффициентов h наиболее точно определяют опытным или расчетным путем. Из промышленной практики известно, что для теплообменников потери тепла в окружающую среду обычно невелики и составляют 2–3 % от общего переданного тепла. Поэтому в приближенных расчетах можно принять h = 0,97–0,98.

Уравнения тепловых балансов служат для нахождения расходов теплоносителей или их конечных температур. Если ни то, ни другое не задано, то,  задаются начальными и конечными значениями температур теплоносителей с таким расчетом, чтобы минимальная разность температур между теплоносителями была не менее 5–7К.

Поверхность теплообмена  определяют из основного уравнения  теплопередачи (1.2), предварительно задавшись ориентировочным значением коэффициента теплопередачи.

Расчет температурного напора состоит в определении средней  разности температур DТ_ср и вычислении средних температур теплоносителей:

 

                                  (1.4)

При определении DТ_ср сначала устанавливают характер изменения температур теплоносителей и выбирают схему их движения, стремясь обеспечить как можно большее значение среднего температурного напора. С точки зрения условий теплообмена наиболее выгодна противоточная схема, которая не всегда может быть осуществлена на практике (например, если конечная температура одного из теплоносителей по технологическим соображениям не должна превышать определенного значения, то часто выбирают прямоток).

Смешанная и перекрестная схемы движения (наиболее часто встречающиеся в практике) занимают промежуточное положение между прямотоком и противотоком. Вычисление DТ_ср, DТ_б, DТ_м для указанных схем связано с определенными трудностями. В литературе известны формулы для вычисления DТ_ср при смешанном и перекрестном токе, которые сложны и неудобны.

При выполнении тепловых расчетов трубчатых теплообменных аппаратов коэффициент теплопередачи обычно определяется по формулам для плоской стенки:

,                                     (1.5)

где a_г, a_x – коэффициенты теплоотдачи от горячего теплоносителя к стенке и от стенки к холодному теплоносителю соответственно.

Исключение составляют ребристые  поверхности и толстостенные  гладкие трубы, у которых d_н/d_вн>2,0. Во избежание погрешностей расчет их по формулам для плоской стенки проводить не рекомендуется.

Уравнение для расчета  коэффициента теплопередачи выражает принцип аддитивности термических  сопротивлений при передаче тепла  через стенку. Понятие о термическом  сопротивлении введено для лучшего  представления процесса теплообмена  и удобства оперирования величинами сопротивлений при сложных тепловых расчетах. В частности, всегда следует  помнить, что, исходя из принципа аддитивности, величина k будет всегда меньше наименьшего значения a (это условие является критерием проверки правильности сделанных вычислений, а также указывает на способы повышения интенсивности теплообмена; следует стремиться повысить меньшее значение a). Кроме того, при расчетах параметра k следует ориентироваться на опытные значения.

При проектировании новых  теплообменных аппаратов обязательно  нужно учесть возможность загрязнения  теплообменной поверхности и  принять соответствующий запас. Учет загрязнения поверхности производят двумя способами: либо путем введения так называемого коэффициента загрязнений h₃ , на который умножается коэффициент теплопередачи, рассчитанный для чистых труб:

0,65–0,85,                                    (1.6)

либо путем введения термических  сопротивлений загрязнений:

,                                          (1.7)

где R₁ и R₂ – термические сопротивления загрязнений с наружной и внутренней поверхностей теплообмена, которые выбираются по практическим данным, приведенным в справочной литературе.

Коэффициенты теплоотдачи, входящие в уравнения, определяются из критериальных выражений вида

,                                                (1.8)

где

;           (1.9)

l – определяющий размер;

w – скорость теплоносителя;

с, m и l – теплоемкость, вязкость и теплопроводность теплоносителя;

b – коэффициент объемного расширения,

DТ – локальный температурный напор.

Конкретный вид критериального уравнения зависит от условий  рассматриваемой задачи (нагревание, охлаждение, конденсация, кипение), режимов течения теплоносителей, типа и конструкции теплообменного аппарата.

При подборе стандартизированного теплообменника задаются ориентировочным значением коэффициента теплопередачи К. Затем по справочникам подбирают теплообменник и далее проводят расчет поверхности теплопередачи по рассмотренной схеме. При удовлетворительном совпадении расчета площади теплообмена тепловой расчет теплообменника заканчивают и переходят к его гидравлическому расчету, целью которого является определение гидравлического сопротивления теплообменника.

 

2. Конструкции теплообменных аппаратов  смешения.

 

Смесительные теплообменники являются высокоинтенсивными аппаратами, т.к. в них теплообмен происходит при непосредственном соприкосновении теплоносителей, таким образом, в смесительных теплообменниках отсутствует термическое сопротивление стенки. Эти теплообменники применяют в тех случаях, когда допустимо смешение теплоносителей или когда это смешение определяется технологическими условиями.

К смесительным теплообменникам  относятся: барботажные смесительные теплообменники (для нагрева воды), градирни (для охлаждения воды), барометрические конденсаторы и т.п.

Одним из подобных аппаратов  является диафрагменный смеситель (рисунок 2.1). Применяется для смешения   разнотемпературных потоков сырья и рециркулирующего  продукта  на  входе в реактор.  Смешение двух потоков выполняется непосредственно в трубопроводе   при   условии   турбулентного  режима   течения   смеси.

 

 

 

 

Рисунок 2.1. Принцип работы диафрагменного смесителя

 

Другой разновидностью теплообменных аппаратов смешения является  насадочный смесительный теплообменник, который представляет собой цилиндр, заполненный различными по конфигурации телами – насадкой, которая служит для развития поверхности контакта. Поскольку эти аппараты применяют для конденсации паров и охлаждения газов какой-либо жидкостью, обычно водой, то эту жидкость через распределительное устройство 3 подают на насадку; под действием силы тяжести жидкость растекается по поверхности насадки 2, увеличивая поверхность контакта с поднимающимся снизу паром или газом.

 

 

 

 

 

 

1- корпус, 2 – насадка, 3- распределительное  устройство 

Рисунок 2.2 – Принцип работы насадочного теплообменника

 

Другим примером теплообменных аппаратов смешения является, барометрический конденсатор. В этом аппарате (рисунок 2.3) происходит охлаждение газов с высоким содержанием водяных паров, поступающих из предыдущего по схеме технологического аппарата, например, вакуумной колонны, в которой проводилась ректификация сырья в присутствии водяного пара при низком давлении. При контакте горячих газов с водой на тарелках барометрического конденсатора происходит теплообмен смешением, при этом водяной пар сырьевого потока конденсируется, что приводит к созданию пониженного давления в барометрическом конденсаторе и, как следствие, в предыдущем аппарате.

 

Рисунок 2.3 – Принцип работы барометрического конденсатора 

3. Характеристика способов переноса  тепла

 

Перенос теплоты является сложным процессом, по этом при изучении тепловых процессов его расчленяют на более простые явления. Различают  три вида переноса теплоты: теплопроводность, тепловое излучение и конвекция.

Теплопроводность – это перенос тепла вследствие беспорядочного теплового движения микрочастиц, непосредственно соприкасающихся друг с другом. Для газов и жидкостей такими микрочастицами являются молекулы и атомы. Для твёрдых тел механизм передачи тепла – колебания атомов и ионов в кристаллической решётке. В твёрдых телах теплопроводность является обычно основным видом распространения тепла.

Перенос теплоты теплопроводностью  выражается эмпирическим законом Био-Фурье.

 

                                               (3.1)

 

Коэффициент пропорциональности λ характеризует способность  тел проводить теплоту и называется коэффициентом теплопроводимости.  Коэффициент пропорциональности имеет максимальное значение для чистых металлов и минимальное для газов.

Конвекция – это перенос тепла за счёт макроскопических объёмов жидкости или газа. Если массовое перемещение жидкости или газа вызвано разностью плотностей в различных точках жидкости или газа (вследствие разности температур в этих точках), такую конвекцию называют естественной. Если же перемещение жидкости или газа возникает вследствие затраты на это механической энергии (насос, мешалка и т.д.), такую конвекцию называют вынужденной, или принудительной.

Перенос тепла  за счет движения среды. В движущейся среде в уравнении появляется дополнительный член, учитывающий движение среды со средней линейной скоростью w: