Из выражений

и

при Re = 15000 n_р = 92 шт

Re = 12000 n_р = 115 шт

6.4.9. Вычисляем поверхность теплообмена, принимая

К = 120 – 340 Вт/м² · К;

При К = 120 ;

При К = 230 .

6.4.10. По каталогу-справочнику (см. приложение 14) выбираем теплообменники с числом труб в одном ряду n_к и поверхностью теплообмена F_к, близким к расчетному значению n_р и F_P. Такими теплообменниками могут быть:

для n_р = 115

- одноходовые Д = 400 мм, d_н = 25 мм, n_к = 121,

с площадями F_к = 14 м², F_к = 23 м², F_к = 37 м².

- двухходовые Д = 600 мм, d = 25 мм, n = 266/2 = 133,

с площадью F_к = 40 м².

Для расчета принимаем Re = 12000;

Для n_р = 115 выбираем теплообменник одноходовой с параметрами

Д = 400 мм, d_н = 25 мм, n_к = 121, F_к = 23 м², l = 2500.

К = 230 Вт/(м² · К).

6.4.11. Уточняем, не изменился ли режим движения жидкости в трубах выбранного теплообменника с n_к = 121, для чего рассчитываем число Рейнольдса

или

где Re₃ – заданное число Рейнольдса.

6.4.12. Вычисляем критерий Нуссельта при турбулентном режиме (Re₁ = 11405) холодного теплоносителя в трубном пространстве, принимая отношение Pr₁/Pr_ст = 1.

Критерий Нуссельта

Nu₁ = 0,021 ^. Re₁^{0,6 .} Рr₁^0,43 = 0,021·11405^0,8 · 3,58^0,43 = 63,98

Критерий Прандтля

6.4.13. Коэффициент теплоотдачи трубного пространства

6.4.14. Определяем коэффициент теплоотдачи межтрубного пространства при конденсации насыщенного пара, когда на трубах образуется пленка конденсата (горячей воды).

Вначале определяем физические свойства воды при t = 119,6 ⁰С по табличным данным, считая, что температура пленки конденсации равна температуре насыщенного пара: [10, c.3-9]

₂ = 943 кг/м³; ₂ = 232 · 10^-6 Па·с;

₂ = 68,4^.· 10^-2 Вт/м ^. К;

G_n = 0,203 кг/с

6.4.15. Рассчитываем термическое сопротивление стальной стенки и загрязнений.

Принимаем: - толщину стенки труб  = 0,002 м,

- теплопроводность стали _ст = 46,5 Вт/(м ^. К)

6.4.16. Определяем коэффициент теплопередачи

6.4.17. Находим требуемую поверхность теплообмена

Выбираем одноходовой теплообменник со следующими параметрами:

Д = 400 мм; d_м = 25 мм; n = 121; L = 2 м; F = 18 м²

с 20% запасом F = 1,2 ^. 15,3 = 18,4 м².

6.4.18. Определяем температуру стенки труб из уравнения удельной тепловой нагрузки

q = K ^.t_ср = ₂ ^.t₂ = ₁ ^.t₁

Пар

t_S

q = K ^.t_ср = 323 ^. 82 = 26486 Вт/м²

^.t₂ = t_s – t_ст2; t_ст2 = t_s - ^.t₂ = 119,6 – 2,66 = 116, 9 ⁰ С

t_ст1 = t₁ + t_{ср х} = 69,0 + 37,6 = 106,6 ⁰C

Средняя температура стенки

Температура кожуха t_k = 119,6 ⁰ С.

6.4.19. Удельная тепловая нагрузка равна

q_r = ₂ (t_s – t_{ст 2}) = 9957 (119,6 – 116,9) = 26884 Вт/м²

q_х = ₁ (t_{ст 1} - t_{ср. х}) = 384 (106,6 – 37,60) = 384 ^. 69 =

= 26496 Вт/м²

6.4.20. Выполняем уточненный проверочный расчет коэффициента теплопередачи с учетом температур поверхности стенки:

а) вычислить критерий Нуссельта с учетом поправки (Pr₁/Pr_ст1)^0,25

по уравнению Nu₁ = 0,021Re^{0,6 .} Рr₁^0,43 ( Pr₁/Pr_ст1)^0,25

Для определения Рr_ст1 необходимо определить физические свойства исходной смеси при t_{ст 1} = 106,6⁰С:

с_см = с_а· +с_В·(1- ) = 1060 · 0,297 + 986 · 0,703 =

= 1008 Дж/(кг·К);

_см = _А· +_В·(1- ) = 0,143· 0,297 + 0,087 · 0,703 =

= 10,4·10^-2 Вт/(м·К);

lg_cм=x_А^. lg_А+(1-x_А) lg_В=0,46 lg 0,1834+

+(1- 0,46) lg 0,366= -0,575;

_см = 0,266 сП = 0,266 ^.10^-3 Па· с;

Nu₁ = 0,021 ^. 11405^{0,8 .} 3,58^{0,43 .} ( 3,58/2,58)^0,25 = 69,4;

б) найти коэффициент теплоотдачи трубного пространства

в) вычислить коэффициент теплоотдачи межтрубного пространства для конденсирующего водяного пара по формуле

Физические свойства определяем при средней температуре пленки конденсата

t_пл =(t_s + t_ст2)/2 =(119,6 + 116, 9)/2 = 118,25⁰С;

 t = t_s + t_ст2 = 119,6 – 116, 9 = 2,7⁰С;

L = Н = 2 м.

При t_пл = 118,25⁰С  118,3⁰С

 = 68,41 ^. 10^-2 Вт/(м·К);  = 944,3 кг/м³;

 = 236 ^. 10^-6 н·с/м²; r = 2,212 ^. 10⁶ Дж/кг;

г)

д)

в)

F_ym = 1,2 ^. 14,4 =17,3 м²

ж) уточнить температуры стенок труб и сходимость удельной тепловой нагрузки.

Удельная тепловая нагрузка

q = K ^. t_ср = 345 ^. 82 = 28290 Вт/м²;

q = t₁₁ t₁ = q/₁ = 28290/416 = 68 ⁰ C

t_ст1 = t₁ + t_cp.х = 68 + 37,6 = 105,6⁰C

q= t₂ ₂ t₂ = q/₂ = 28290/9636 = 2,94 ⁰ С

t_ст2 = t_s - t₂ = 119,6 – 2,94 = 116,66 ⁰ C

q_г= ₂ ^. t₂ = 9636 ^. 2,94 = 28330 Вт/м²

q_х = ₁ ^. t₁ = 416 ^. 68 = 28288 Вт/м²

q_г = q_х

Температуры стенок, значения удельной тепловой нагрузки практически совпадают с заданными. Окончательно выбираем теплообменник с параметрами:

Д = 400 мм; d_н = 25 мм; n = 121;

F = 18м²; L = 2000 мм.

Температура стенок труб

t_ст = (t_ст1 + t_ст2)/2 = (105,6 + 116,66)/2 = 111 ⁰ С

t_{ст .кож} = 119,6⁰ t = t_{ст.к -} t_ст. = 119,6 – 111 = 8,6 < 30.

Следовательно, выбираем теплообменник типа «ТН».