убному просторі між перегородками (див. табл. 2.3):
S МТР = 0,045 м 2 ; тоді
Re 2 = 21.8 в€™ 0,025/(0,045 в€™ 0,000804) = I5 064;
Рг 2 = 418О в€™ 0,000804/0,618 = 5,44. p> У Згідно з формулою (2.16) коефіцієнт тепловіддачі до рідини, що рухається в міжтрубномупросторі, складе:
О± 2 = (0,618/0,025) в€™ 0,24 в€™ (15064) 0,6 - (5,44) 0,36 = 3505 Вт/(м 2 в€™ К). p> Обидва теплоносітеля'-мало концентровані водні розчини; тому відповідно з табл. 2.2 приймемо термічні опори забруднень однаковими, рівними r з1 = r З2 = 1/2900 м 2 в€™ К/Вт. Підвищена корозійна активність цих рідин диктує вибір нержавіючої сталі в якості матеріалу труб. Теплопровідність нержавіючої сталі приймемо рівної О» ст = 17,5 Вт/(м в€™ К). Сума термічних опорів стінки і забруднень дорівнює
ОЈОґ/О» = 0,002/17,5 + 1/2900 + 1/2900 = 0,000804 м 2 в€™ К/Вт. p> Коефіцієнт теплопередачі дорівнює
К = 1/(1/2330 +1/3505 + 0,000804) = 659 Вт/(м 2 в€™ К). p> Необхідна поверхню складе
F = I 822650/(33,2 в€™ 659) = 83,4 м 2 . p> З табл. 2.3 випливає, що з обраного ряду підходить теплообмінник з трубами довжиною 6,0 м і номінальною частиною/ г 1 ^ = 97 м 2 . При цьому запас
О” = (97-83.4) в€™ 100/83, 4 = 16,4%. p> Маса теплообмінника (див. табл. 2.8) M 1к = 3130 кг. p> Варіант 2К. Аналогічний розрахунок дає такі результати: Re 1 = 16770, О± 1 = 3720 Вт/(м 2 в€™ К), Re 2 = 11308, О± 2 = 3687 Вт/(м 2 в€™ К), К = 744 Вт/(м 2 в€™ К). F =
= 74,1 м 2 . З таблиці. 2.3 випливає, що теплообмінник довжиною 4,0 м має недостатній запас поверхні (О” <1О%), тому для даної задачі він непридатний. Теплообмінник довжиною 6,0 м, поверхнею 119 м 2 , не має переваг порівняно з варіантом IK, так як при більшій масі (M 2 K = 3380 кг) він свідомо буде мати більший гідравлічний опір. p> Варіант ЗК . Результати розрахунку: Re 1 = 10540, О± 1 = 1985 Вт/(м 2 -К),
Re 2 = 9694, О± 2 = 2707 Bt/(m 2 в€™ K), K = 596 Вт/(м 2 в€™ К), F = 92,4 м 2 . З таблиці. 2.3 випливає, що теплообмінник з трубами довжиною 4,0 м, номінальною поверхнею F 3 K = 121 м 2 підходить з запасом О” = 30,9%. Його маса
M 3 K = 3950 кг більше, ніж у варіанті 1K, проте в півтора рази менша довжина/ з * труб вигідно відрізняє його від варіанту 1К. Крім більшої компактності такий теплообмінник повинен мати менший гідравлічний опір в міжтрубному просторі. Прагнучи отримати ще меншу довжину труб, доцільно розглянути додатковий варіант - 4К
Варнант 4К . D = 800 мм, d H = 20X2 mm, z = 6, n/z = 618/6 = 103. p> Результати розрахунку: Re 1 = 8560, О± 1 = 2030 Вт/(м 2 в€™ К), Re 2 = 7754,
О± 2 = 2941 Вт/(м 2 в€™ К)
К = 611 Вт/(м 2 в€™ К), F = 90,3 м 2 . p> З табл. I Додатка видно, що теплообмінник з трубами довжиною 3,0 м, номінальною поверхнею F 4 K = 116 м 2 підходить з запасом О” = 28,5%. Його маса M 4 K = 3550 кг, що на 400 кг менше, ніж у варіанті ЗК. p> Подальше зіставлення трьох конкурентоспроможних варіантів (IK, ЗК і 4К) проводять за гідравлічному опору. br/>
2.2 Розрахунок гідравлічного опору кожухотрубчасті теплообмінників
Гідравлічний розрахунок проводять за формулами, наведеними нижче.
У трубному просторі перепад тиску визначають за формулою (1.1), в якій довжина шляху рідини дорівнює Lz . Швидкість рідини в трубах
П‰ тр =
Коефіцієнт тертя визначають за формулами (1.4) - (1.7). При Re Tp > 2300 його можна також визначити за формулою [6]:
В
де e = О”/ d - відносна шорсткість труб; О” - висота виступів шорсткостей (у розрахунках можна прийняти О” = 0,2 мм).
Коефіцієнти місцевих опорів потоку, який рухається у трубному просторі:
Оѕ тр1 = 1.5 - вхідна і вихідна камери;
Оѕ ТР2 = 2,5 - поворот між ходами;
Оѕ ТР3 = 1,0 - вхід в труби і вихід з них. p> Місцевий опір на вході в розподільну камеру і на виході з неї слід розраховувати за швидкістю рідини в штуцерах. Діаметри штуцерів нормалізованих кожухотрубчасті теплообмін...
