1. Asignación de trabajo de curso
Según los datos iniciales para el trabajo del curso se necesita:
Determinar las pérdidas hidráulicas del circuito de circulación del evaporador;
Determinar la presión útil en el circuito de circulación natural de la etapa del evaporador;
Determinar la velocidad de circulación operativa;
Determine el coeficiente de transferencia de calor.
Datos iniciales.
Tipo de evaporador - I -350
Número de tubos Z = 1764
Parámetros de vapor de calefacción: P p = 0,49 MPa, tp = 168 0 C.
Consumo de vapor D p = 13,5 t/h;
Dimensiones:
L 1 = 2,29 m
L 2 = 2,36 m
re 1 = 2,05 m
re2 = 2,85 m
Caídas de tuberías
Número n op = 22
Diámetro d op = 66 mm
Diferencia de temperatura por etapat = 14ºC.
2. Finalidad y diseño de los evaporadores.
Los evaporadores están diseñados para producir destilado que repone la pérdida de vapor y condensado en el ciclo principal de las turbinas de vapor de las centrales eléctricas, así como para generar vapor para las necesidades generales de la planta y los consumidores externos.
Los evaporadores se pueden utilizar como parte de plantas de evaporación de una o varias etapas para su funcionamiento en el complejo tecnológico de centrales térmicas.
Se puede utilizar vapor medio y medio como medio de calentamiento. baja presión desde selecciones de turbina o ROU, y en algunos modelos incluso agua con una temperatura de 150-180 °C.
Dependiendo del propósito y los requisitos de calidad del vapor secundario, los evaporadores se fabrican con dispositivos de lavado de vapor de una y dos etapas.
El evaporador es un recipiente cilíndrico y, por regla general, de tipo vertical. corte longitudinal planta de evaporación se presenta en la Figura 1. El cuerpo del evaporador consta de una carcasa cilíndrica y dos fondos elípticos soldados a la carcasa. Para la fijación a la base, se sueldan soportes al cuerpo. Para levantar y mover el evaporador, se proporcionan accesorios de carga (muñones).
El cuerpo del evaporador está equipado con tuberías y accesorios para:
Suministro de vapor de calefacción (3);
Eliminación de vapor secundario;
Descarga de condensado de vapor de calefacción (8);
Suministro de agua de alimentación del evaporador (5);
Suministro de agua al dispositivo de lavado con vapor (4);
Soplado continuo;
Drenar el agua de la carcasa y purgarla periódicamente;
Bypass de gases no condensables;
Ajustes válvulas de seguridad;
Instalación de dispositivos de control y control automático;
Muestreo
La carcasa del evaporador tiene dos trampillas para inspección y reparación de dispositivos internos.
El agua de alimentación fluye a través del colector (5) hasta la lámina de lavado (4) y a través de los tubos de descenso hasta la parte inferior de la sección de calentamiento (2). El vapor de calentamiento ingresa a través del tubo (3) al espacio entre tubos de la sección de calentamiento. Al lavar las tuberías de la sección de calefacción, el vapor se condensa en las paredes de las tuberías. El condensado del vapor de calefacción fluye hacia la parte inferior de la sección de calefacción, formando una zona no calentada.
Dentro de las tuberías, primero el agua y luego la mezcla de vapor y agua sube a la sección generadora de vapor de la sección de calefacción. El vapor sube a la superficie y el agua fluye hacia el espacio anular y cae.
El vapor secundario resultante pasa primero a través de la lámina de lavado, donde quedan grandes gotas de agua, luego a través del separador de rejillas (6), donde se capturan las gotas medianas y algunas pequeñas. El movimiento del agua en las tuberías inferiores, el canal anular y la mezcla de vapor y agua en las tuberías de la sección de calefacción se produce debido a la circulación natural: la diferencia en las densidades del agua y la mezcla de vapor y agua.
Arroz. 1. Planta de evaporación
1 - cuerpo; 2 - sección de calefacción; 3 - suministro de vapor de calefacción; 4 - sábana para lavar; 5 - suministro de agua de alimentación; 6 - separador de lamas; 7 - bajantes; 8 - drenaje del condensado del vapor de calefacción.
3. Determinación de parámetros de vapor secundario de la planta de evaporación.
Figura 2. Esquema de la planta de evaporación.
La presión del vapor secundario en el evaporador está determinada por la presión de temperatura de la etapa y los parámetros de flujo en el circuito de calefacción.
En P p = 0,49 MPa, t p = 168 o C, h p = 2785 KJ/kg
Parámetros a presión de saturación P norte = 0,49 MPa,
t n = 151 o C, h" p = 636,8 KJ/kg; h" p = 2747,6 KJ/kg;
La presión del vapor secundario está determinada por la temperatura de saturación.
T n1 = t n ∆t = 151 14 = 137 o C
donde ∆t = 14 o C.
A temperatura de saturación t n1 = 137o C presión de vapor secundario
P1 = 0,33 MPa;
Entalpías del vapor en P 1 = 0,33 MPa·h" 1 = 576,2 KJ/kg; h" 1 = 2730 KJ/kg;
4. Determinación de la productividad de la planta de evaporación.
El rendimiento de la planta de evaporación está determinado por el flujo de vapor secundario del evaporador.
D iу = D i
La cantidad de vapor secundario del evaporador se determina a partir de la ecuación del balance de calor.
D ni ∙(h ni -h΄ ni )∙η = D i ∙h i ˝+ α∙D i ∙h i ΄ - (1+α)∙D i ∙h pv ;
De ahí el consumo de vapor secundario del evaporador:
D = D n ∙(h n - h΄ n )η/((h˝ 1 + αh 1 ΄ - (1 + α)∙h pv )) =
13,5∙(2785 636,8)0,98/((2730+0,05∙576,2 -(1+0,05)∙293,3)) = 11,5 4 t/h.
¿Dónde está la entalpía de calentar el vapor y su condensado?
Hn = 2785 KJ/kg, h΄n = 636,8 KJ/kg;
Entalpías del vapor secundario, su condensado y agua de alimentación:
H˝1 = 2730 KJ/kg; h΄1 = 576,2 KJ/kg;
Entalpía del agua de alimentación en t pv = 70 o C: h pv = 293,3 KJ/kg;
Soplar α = 0,05; aquellos. 5 %. Eficiencia del evaporador, η = 0,98.
Rendimiento del evaporador:
D иу = D = 11,5 4 t/h;
5. Cálculo térmico del evaporador.
El cálculo se realiza mediante el método de aproximación sucesiva.
Flujo de calor
Q = (D /3.6)∙ =
= (11,5 4 /3,6)∙ = 78 56,4 kilovatios;
Coeficiente de transferencia de calor
k = Q/ΔtF = 7856,4/14∙350 = 1,61 kW/m 2 ˚С = 1610 W/m 2 ˚С,
donde Δt=14˚C; F= 350 m2;
Flujo de calor específico
q = Q/F = 78 56,4/350 = 22,4 kW/m2;
número de reynolds
Re = q∙H/r∙ρ"∙ν = 22, 4 ∙0,5725/(21 10 , 8 ∙9 1 5∙2,03∙10 -6 ) = 32 , 7 8;
¿Dónde está la altura de la superficie de intercambio de calor?
H = L1/4 = 2,29/4 = 0,5725 m;
Calor de vaporización r = 2110,8 kJ/kg;
Densidad del líquido ρ" = 915 kg/m 3 ;
Coeficiente de viscosidad cinemática en P norte = 0,49 MPa,
ν =2,03∙10-6 m/s;
Coeficiente de transferencia de calor del vapor condensado a la pared.
en Re = 3 2, 7 8< 100
α 1н =1.01∙λ∙(g/ν 2 ) 1/3 Re -1/3 =
1,01∙0,684∙(9,81/((0,2 0 3∙10 -6 ) 2 )) 1/3 ∙3 2 , 7 8 -1/3 = 133 78 ,1 W/m 2 ˚С ;
donde en P p = 0,49 MPa, λ = 0,684 W/m∙˚С;
Coeficiente de transferencia de calor teniendo en cuenta la oxidación de las paredes de la tubería.
α 1 =0,75∙α 1n =0,75∙133 78,1 = 10 0 3 3,6 W/m 2 ˚С;
6. Determinación de la velocidad de circulación.
El cálculo se realiza mediante el método gráfico-analítico.
Dados tres valores de la tasa de circulación W 0 = 0,5; 0,7; 0,9 m/s calculamos la resistencia en las líneas de suministro ∆Р sub y presión útil ∆Р piso . Con base en los datos del cálculo, construimos un gráfico ΔР sub .=f(W) y ΔР piso .=f(W). A estas velocidades, la dependencia de la resistencia en las líneas de suministro ∆Р sub y presión útil ∆Р piso no se crucen. Por lo tanto, restablecemos tres valores de la tasa de circulación W 0 = 0,8; 1,0; 1,2 m/s; Calculamos nuevamente la resistencia en las líneas de suministro y la presión útil. El punto de intersección de estas curvas corresponde al valor operativo de la velocidad de circulación. Las pérdidas hidráulicas en la parte de suministro consisten en pérdidas en el espacio anular y pérdidas en zonas de entrada tubería
área anular
F k =0.785∙[(D 2 2 -D 1 2 )-d 2 op ∙n op ]=0.785[(2.85 2 2.05 2 ) 0.066 2 ∙22] = 3.002 m 2 ;
Diámetro equivalente
D eq =4∙F k /(D 1 +D 2 +n∙d op ) π =4*3.002/(2.05+2.85+ 22∙0.066)3.14= 0.602 m;
Velocidad del agua en el canal anular.
W a =W 0 ∙(0.785∙d 2 en ∙Z/F a ) =0.5∙(0.785∙0.027 2 ∙1764/3,002) = 0,2598 m/s;
¿Dónde está el diámetro interno de las tuberías de la sección de calefacción?
re en = re norte 2∙δ = 32 - 2∙2,5 = 27 mm = 0,027 m;
Número de tubos de la sección de calefacción Z = 1764 uds.
Realizamos el cálculo en forma tabular, tabla 1.
Cálculo de la velocidad de circulación. Tabla 1.
|
páginas |
Nombre, fórmula de definición, unidad de medida. |
Velocidad, W 0 , m/s |
||
|
Velocidad del agua en el canal circular: W a =W 0 *((0,785*d int 2 z)/F a), m/s |
0,2598 |
0,3638 |
0,4677 |
|
|
Número de Reynolds: Re =W a ∙D eq / ν |
770578,44 |
1078809,8 |
1387041,2 |
|
|
Coeficiente de fricción en el canal anular λ tr = 0,3164/Re 0,25 |
0,0106790 |
0,0098174 |
0,0092196 |
|
|
Pérdida de presión al moverse en el canal anular, Pa: ΔР k =λ tr *(L 2 /D eq)*(ρ΄W k 2 /2); |
1,29 |
2,33 |
3,62 |
|
|
Pérdida de presión en la entrada del canal anular, Pa; ΔР entrada =(ξ entrada +ξ salida )*((ρ"∙W a 2 )/2), Donde ξin =0,5; ξout =1,0. |
46,32 |
90,80 |
150,09 |
|
|
Pérdida de presión en la entrada a las tuberías de la sección de calefacción, Pa; ΔР entrada .=ξ entrada .*(ρ"∙W a 2 )/2, Donde ξ entrada = 0,5 |
15,44 |
30,27 |
50,03 |
|
|
Pérdida de presión cuando el agua se mueve en sección recta, Pa; ΔР tr =λ gr *(ℓ pero /d en )*(ρ΄W a 2 /2), donde ℓ pero -altura de la zona inferior sin calefacción, metro ℓ pero = ℓ +(L 2 -L 1 )/2=0,25 +(3,65-3,59)/2=0,28m,ℓ =0,25-nivel de condensado |
3,48 |
6,27 |
9,74 |
|
|
Pérdidas en bajantes, Pa; ΔР op = ΔР en +ΔР a |
47,62 |
93,13 |
153,71 |
|
|
Pérdidas en una zona sin calefacción, Pa; ΔР pero =ΔР in.tr.+ΔР tr. |
18,92 |
36,54 |
59,77 |
|
|
Flujo de calor, kW/m 2 ; G en =kΔt= 1,08∙10= 10,8 |
22,4 |
22,4 |
22,4 |
|
|
La cantidad total de calor suministrado en el espacio anular, kW; q k =πД 1 L 1 kΔt=3.14∙2.5∙3.59∙2.75∙10= 691.8 |
330,88 |
330,88 |
330,88 |
|
|
Aumento de la entalpía del agua en el canal anular, KJ/kg; Δh k =Q k /(0.785∙d int 2 Z∙W∙ρ") |
0,8922 |
0,6373 |
0,4957 |
|
|
Altura de la sección del economizador, m;ℓ eq =((-Δh a - -(ΔР op +ΔР pero )∙(dh/dр)+gρ"∙(L 1 - ℓ pero )∙(dh/dр))/ ((4g int /ρ"∙W∙d int )+g∙ρ"∙(dh/dр)), donde (dh/dр)= =Δh/Δр=1500/(0,412*10 5 )=0,36 |
1,454 |
2,029 |
2,596 |
|
|
Pérdidas en la sección economizadora, Pa; ΔР ecuación =λ∙ ℓ ecuación ∙(ρ"∙W 2 )/2 |
1,7758 |
4,4640 |
8,8683 |
|
|
15 15 |
Resistencia total en líneas de suministro, Pa; ΔР sub =ΔР op +ΔР pero +ΔР ek |
68,32 |
134,13 |
222,35 |
|
Cantidad de vapor en un tubo, kg/s D" 1 =Q/z∙r |
0,00137 |
0,00137 |
0,00137 |
|
|
Velocidad reducida a la salida de las tuberías, m/s, W" vale =D" 1 /(0.785∙ρ"∙d int 2) = 0,0043/(0,785∙1,0∙0,033 2 ) =1,677 m/s; |
0,83 |
0,83 |
0,83 |
|
|
Velocidad promedio dada, W˝ pr =W˝ ok /2= =1.677/2=0.838 m/s |
0,42 |
0,42 |
0,42 |
|
|
Contenido de vapor consumible, β vale =W˝ pr /(W˝ pr +W) |
0,454 |
0,373 |
0,316 |
|
|
Velocidad de ascenso de una sola burbuja en un líquido estacionario, m/s W vientre =1.5 4 √gG(ρ΄-ρ˝/(ρ΄)) 2 |
0,2375 |
0,2375 |
0,2375 |
|
|
Factor de interacción Ψ en =1,4(ρ΄/ρ˝) 0,2 (1-(ρ˝/ρ΄)) 5 |
4,366 |
4,366 |
4,366 |
|
|
Velocidad de ascenso del grupo de burbujas, m/s W* =W vientre Ψ arriba |
1,037 |
1,037 |
1,037 |
|
|
Velocidad de mezcla, m/s W cm.r =W pr "+W |
0,92 |
1,12 |
1,32 |
|
|
Contenido volumétrico de vapor φ ok =β ok /(1+W*/W cm.r) |
0,213 |
0,193 |
0,177 |
|
|
Presión de conducción, Pa ΔР dv =g(ρ-ρ˝)φ ok L vapor, donde L vapor =L 1 -ℓ pero -ℓ eq =3.59-0.28-ℓ eq; |
1049,8 |
40,7 |
934,5 |
|
|
Pérdidas por fricción en la línea vapor-agua ΔР tr.vapor = =λ tr ((L vapor /d in))(ρ΄W 2 /2)) |
20,45 |
1,57 |
61,27 |
|
|
Pérdidas a la salida de la tubería ΔР fuera =ξ fuera (ρ΄W 2 /2)[(1+(W pr ˝/W)(1-(ρ˝/ρ΄)] |
342,38 |
543,37 |
780,96 |
|
|
Pérdidas por aceleración del flujo ΔР ус =(ρ΄W) 2 (y 2 -y 1), donde y 1 =1/ρ΄=1/941,2=0,00106 en x=0; φ=0 años 2 =((x 2 k /(ρ˝φ k ))+((1-x k ) 2 /(ρ΄(1-φ k ) |
23 , 8 51 0,00106 0,001 51 |
38 , 36 0,00106 0,001 44 |
5 4,0 6 0,00106 0,001 39 |
|
|
W cm =W˝ bien +W β a =W˝ ok /(1+(W˝ok/W cm)) φ k =β k /(1+(W˝ ok /W cm )) x k =(ρ˝W˝ ok)/(ρ΄W) |
1 , 33 0, 62 0, 28 0 0,000 6 8 |
1 , 53 0, 54 0, 242 0,0005 92 |
1 , 7 3 0,4 8 0,2 13 0,000 523 |
|
|
Cabeza útil, Pa; ΔР piso =ΔР entrada -ΔР tr -ΔР salida -ΔР ac |
663 ,4 |
620 , 8 |
1708 , 2 |
|
La dependencia se construye:
ΔР inferior=f(W) y ΔР piso .=f(W), figura. 3 y encontrar W p = 0,58 m/s;
Número de Reynolds:
Re = (W ð d in )/ν = (0,5 8∙0,027)/(0,20 3∙10 -6) = 7 7 1 4 2,9;
Número de Nusselt:
N y = 0,023∙Re 0,8 ∙Pr 0,37 = 0,023∙77142,9 0,8 ∙1,17 0,37 = 2 3 02, 1;
donde el número Pr = 1,17;
Coeficiente de transferencia de calor de la pared al agua hirviendo.
α 2 = Nuλ/d text = (2302,1∙0,684)/0,027 = 239257,2W/m 2 ∙˚С
Coeficiente de transferencia de calor de la pared al agua hirviendo teniendo en cuenta la película de óxido.
α΄ 2 =1/(1/α 2 )+0,000065=1/(1/ 239257,2 )+0,000065= 1,983 W/m 2 ∙˚С;
Coeficiente de transferencia de calor
K=1/(1/α 1 )+(d en /2λ st )*ℓn*(d n /d en )+(1/α΄ 2 )*(d en /d n ) =
1/(1/ 1983 )+(0,027/2∙60)∙ℓn(0,032/0,027)+(1/1320)∙(0,027/0,032)=
17 41W/m 2 ∙˚С;
donde para el art. 20 tenemos λcalle= 60 W/m∙ohCON.
Desviación del valor previamente aceptado
δ = (k-k0 )/k0 ∙100%=[(1 741 1603 )/1 741 ]*100 % = 7 , 9 % < 10%;
Literatura
1. Ryzhkin V.Ya. Las centrales térmicas. M. 1987.
2. Kutepov A.M. y otros. Hidrodinámica y transferencia de calor durante la vaporización. M. 1987.
3. Ogai V.D. implementación proceso tecnológico en la central térmica. Directrices para la implementación trabajo del curso. Almatý. 2008.
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KR-5V071700 PZ |
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En 2006 se organizó nuestra propia producción de unidades de refrigeración líquida (chillers). Las primeras unidades tenían una potencia de refrigeración de 60 kW y estaban montadas sobre la base de intercambiadores de calor de placas. Si era necesario, se equiparon con un módulo hidráulico.
El hidromódulo es un depósito aislado térmicamente con una capacidad de 500 litros (dependiendo de la potencia, por lo que para una instalación con una capacidad de refrigeración de 50-60 kW la capacidad del depósito debe ser de 1,2-1,5 m3) dividido por una partición de forma especial en dos recipientes de agua “tibia” y “enfriada”. La bomba del circuito interno, tomando agua del compartimento “caliente” del tanque, la suministra al intercambiador de calor de placas, donde se enfría pasando en contracorriente con freón. El agua enfriada fluye hacia otra parte del tanque. La capacidad de la bomba interna no debe ser menor que la capacidad de la bomba del circuito externo. forma especial La partición le permite regular el volumen de desbordamiento dentro de un amplio rango con un ligero cambio en el nivel del agua.
Cuando se utiliza agua como refrigerante, estas instalaciones permiten enfriarla a +5ºC ÷ +7ºC. En consecuencia, en los cálculos del equipo estándar, se supone que la temperatura del agua entrante (procedente del consumidor) es +10ºC ÷ +12ºC. La potencia de la instalación se calcula en función del caudal de agua requerido.
Nuestros equipos están equipados con sistemas de protección multietapa. Los presostatos protegen el compresor de sobrecargas. El limitador de baja presión no permite que el freón hirviendo baje su temperatura por debajo de -2ºС, protegiendo el intercambiador de calor de placas de una posible congelación del agua. Relé instalado El flujo apagará el compresor de refrigeración cuando esclusa de aire, cuando las tuberías están obstruidas, cuando las placas se congelan. El regulador de presión de succión mantiene el punto de ebullición del freón +1ºС ±0,2ºС.
Instalamos dispositivos similares para enfriar la solución de baños de salmuera para salar queso en las queserías, para enfriar rápidamente la leche después de la pasteurización en las lecherías, para bajar suavemente la temperatura del agua en las piscinas de las fábricas para la producción (cría y crecimiento) de peces.
Si es necesario bajar la temperatura del refrigerante de +5ºC ÷ +7ºС a temperaturas negativas y cercanas a cero, se utiliza una solución de propilenglicol como refrigerante en lugar de agua. También se utiliza si la temperatura ambiente desciende por debajo de -5ºС, o si es necesario apagar de vez en cuando la bomba del circuito interno (circuito: tanque de inercia - intercambiador de calor de la unidad de refrigeración).
Al calcular el equipo, necesariamente tenemos en cuenta los cambios en propiedades del refrigerante como la capacidad calorífica y el coeficiente de transferencia de calor de la superficie. UNA INSTALACIÓN DISEÑADA PARA FUNCIONAR CON AGUA FUNCIONARÁ INCORRECTAMENTE CUANDO EL REFRIGERANTE SE SUSTITUYA CON SOLUCIONES DE ETILENGLICOL, PROPILENGLICOL O SALMUERA. Y VICEVERSA .
La unidad de enfriamiento de parafina, ensamblada según este esquema, funciona junto con el sistema de enfriamiento por refrigerante de aire en horario de invierno, Con apagado automático compresor de refrigeración.
Tenemos experiencia en el diseño y fabricación de enfriadoras para solucionar el problema de la refrigeración en un corto periodo de tiempo, pero con Alto Voltaje enfriamiento. Por ejemplo, un taller receptor de leche requiere instalaciones con un tiempo de funcionamiento de 2 horas/día para enfriar 20 toneladas de leche durante este tiempo de +25ºC ÷ +30ºС a +6ºC ÷ +8ºС. Este es el llamado problema del enfriamiento pulsado.
A la hora de plantear el problema del enfriamiento pulsado de productos, es económicamente viable fabricar una enfriadora con acumulador de frío. Como estándar, realizamos dichos ajustes de la siguiente manera:
A) Se fabrica un tanque con aislamiento térmico con un volumen del 125-150% de la capacidad del buffer calculada, lleno de agua al 90%;
B) Un evaporador hecho de doblado. tuberías de cobre, o placas de metal con ranuras fresadas en el interior;
Suministrando freón a una temperatura de -17ºC ÷ -25ºC aseguramos la congelación del hielo. espesor requerido. El agua recibida del consumidor se enfría como resultado del derretimiento del hielo. El burbujeo se utiliza para aumentar la velocidad de fusión.
Un sistema de este tipo permite el uso de unidades de refrigeración con una potencia de 5 a 10 veces menor que el valor de la potencia del pulso de la carga de refrigeración. Debe entenderse que la temperatura del agua en el tanque puede diferir significativamente de 0ºC, ya que la velocidad de fusión del hielo en agua a una temperatura de incluso +5ºC es muy baja. Además, las desventajas de este sistema incluyen el gran peso y tamaño del tanque con el evaporador, lo que se explica por la necesidad de proporcionar una gran área de intercambio de calor en la interfaz hielo/agua.
Si es necesario utilizar agua a temperatura cercana a cero (0ºС÷+1ºС) como refrigerante, sin posibilidad de utilizar soluciones de propilenglicol, etilenglicol o salmueras (por ejemplo, el sistema no es hermético o los requisitos de SANPiN), Fabricamos enfriadores utilizando intercambiadores de calor de películas.
Con este sistema, el agua procedente del consumidor, pasando a través de un sistema especial de colectores y boquillas, lava uniformemente placas metálicas de gran superficie enfriadas con freón a menos 5ºC. Al fluir hacia abajo, parte del agua se congela en las placas, formando una fina película de hielo, el resto del agua, que fluye hacia abajo por esta película, se enfría a temperatura deseada y se recoge en un depósito termoaislante situado bajo las placas, desde donde se suministra al consumidor.
Dichos sistemas tienen requisitos estrictos en cuanto al nivel de polvo en la habitación donde está instalado el tanque con evaporador y, por razones obvias, requieren más nivel alto techos. Se caracterizan por las mayores dimensiones y costo.
Nuestra empresa solucionará cualquier problema de refrigeración líquida que tengas. Realizaremos (o seleccionaremos una instalación ya preparada) con un principio de funcionamiento óptimo y un coste mínimo, tanto de la propia instalación como de su funcionamiento.
Problema 1
La corriente de producto caliente que sale del reactor debe enfriarse desde la temperatura inicial t 1н = 95°C hasta la temperatura final t 1к = 50°C, para ello se envía al frigorífico, donde se suministra agua con una temperatura inicial t; 2°C = 20°C. Es necesario calcular el ∆t promedio en condiciones de avance y contraflujo en el refrigerador.
Solución: 1) La temperatura final del agua de refrigeración t 2k en condiciones de flujo directo de refrigerante no puede exceder el valor de la temperatura final del refrigerante caliente (t 1k = 50°C), por lo tanto tomamos el valor t 2k = 40°C.
Calculemos las temperaturas medias a la entrada y salida del frigorífico:
∆t n av = 95 - 20 = 75;
∆t a av = 50 - 40 = 10
∆t med = 75 - 10 / ln(75/10) = 32,3 °C
2) Consideremos que la temperatura final del agua durante el movimiento en contracorriente es la misma que durante el movimiento de flujo directo de refrigerantes t 2к = 40°C.
∆t n av = 95 - 40 = 55;
∆t a av = 50 - 20 = 30
∆t av = 55 - 30 / ln(55/30) = 41,3°C
Tarea 2.
Utilizando las condiciones del problema 1, determine la superficie de intercambio de calor (F) y el flujo de agua de refrigeración (G) requeridos. Consumo de producto caliente G = 15000 kg/h, su capacidad calorífica C = 3430 J/kg deg (0,8 kcal kg deg). El agua de refrigeración tiene los siguientes valores: capacidad calorífica c = 4080 J/kg deg (1 kcal kg deg), coeficiente de transferencia de calor k = 290 W/m2 deg (250 kcal/m2 deg).
Solución: Usando la ecuación del balance de calor, obtenemos una expresión para determinar el flujo de calor al calentar un refrigerante frío:
Q = Q gt = Q xt
de donde: Q = Q gt = GC (t 1n - t 1k) = (15000/3600) 3430 (95 - 50) = 643125 W
Tomando t 2к = 40°C, encontramos el caudal de refrigerante frío:
G = Q/ c(t 2k - t 2n) = 643125/ 4080(40 - 20) = 7,9 kg/seg = 28.500 kg/h
Superficie de intercambio de calor requerida
con flujo directo:
F = Q/k·∆t av = 643125/ 290·32,3 = 69 m2
con contraflujo:
F = Q/k·∆t av = 643125/ 290·41,3 = 54 m2
Problema 3
En el lugar de producción, el gas se transporta a través de tubería de acero diámetro exterior d 2 = 1500 mm, espesor de pared δ 2 = 15 mm, conductividad térmica λ 2 = 55 W/m grados. El interior de la tubería está revestido con ladrillos de arcilla refractaria cuyo espesor es δ 1 = 85 mm, conductividad térmica λ 1 = 0,91 W/m grados. Coeficiente de transferencia de calor del gas a la pared α 1 = 12,7 W/m 2 · grados, desde la superficie exterior de la pared al aire α 2 = 17,3 W/m 2 · grados. Se requiere encontrar el coeficiente de transferencia de calor del gas al aire.
Solución: 1) Determine el diámetro interno de la tubería:
re 1 = re 2 - 2 (δ 2 + δ 1) = 1500 - 2(15 + 85) = 1300 mm = 1,3 m
diámetro medio del revestimiento:
d 1 av = 1300 + 85 = 1385 mm = 1,385 m
diámetro medio de la pared de la tubería:
d 2 av = 1500 - 15 = 1485 mm = 1,485 m
Calculemos el coeficiente de transferencia de calor usando la fórmula:
k = [(1/α 1)·(1/d 1) + (δ 1 /λ 1)·(1/d 1 promedio)+(δ 2 /λ 2)·(1/d 2 promedio)+( 1/α 2)] -1 = [(1/12,7)·(1/1,3) + (0,085/0,91)·(1/1,385)+(0,015/55)·(1/1,485 )+(1/17,3 )] -1 = 5,4 W/m 2 grados
Problema 4
En un intercambiador de calor de carcasa y tubos de un solo paso, el alcohol metílico se calienta con agua desde una temperatura inicial de 20 a 45 °C. El flujo de agua se enfría desde una temperatura de 100 a 45 °C. El haz de tubos del intercambiador de calor contiene 111 tubos, el diámetro de un tubo es de 25x2,5 mm. El caudal de alcohol metílico a través de los tubos es de 0,8 m/s (w). El coeficiente de transferencia de calor es de 400 W/m2 grados. Definir largo total Haz de tubos.
Definamos la diferencia de temperatura promedio de los refrigerantes como la media logarítmica.
∆t n av = 95 - 45 = 50;
∆t a av = 45 - 20 = 25
∆t media = 45 + 20 / 2 = 32,5°C
Determinemos el caudal másico de alcohol metílico.
G sp = n 0,785 d en 2 w sp ρ sp = 111 0,785 0,02 2 0,8 = 21,8
ρ sp = 785 kg/m 3 - la densidad del alcohol metílico a 32,5°C se encontró en la literatura de referencia.
Luego determinamos el flujo de calor.
Q = G sp con sp (t a sp - t n sp) = 21,8 2520 (45 - 20) = 1,373 10 6 W
c sp = 2520 kg/m 3 - la capacidad calorífica del alcohol metílico a 32,5°C se encontró en la literatura de referencia.
Determinemos la superficie de intercambio de calor requerida.
F = Q/ K∆t av = 1,373 10 6 / (400 37,5) = 91,7 m 3
Calculemos la longitud total del haz de tubos en función del diámetro medio de las tuberías.
L = F/ nπd av = 91,7/ 111 3,14 0,0225 = 11,7 m.
Problema 5
Se utiliza un intercambiador de calor de placas para calentar un flujo de solución de NaOH al 10% desde una temperatura de 40°C a 75°C. El consumo de hidróxido de sodio es de 19.000 kg/h. Se utiliza condensado de vapor de agua como agente calefactor; su caudal es de 16.000 kg/h, la temperatura inicial es de 95°C. Tome el coeficiente de transferencia de calor igual a 1400 W/m 2 grados. Es necesario calcular los parámetros principales de un intercambiador de calor de placas.
Solución: Encontremos la cantidad de calor transferido.
Q = G r s r (t k r - t n r) = 19000/3600 3860 (75 - 40) = 713,028 W
A partir de la ecuación del balance térmico determinamos la temperatura final del condensado.
t a x = (Q 3600/G a s a) - 95 = (713028 3600)/(16000 4190) - 95 = 56,7°C
с р,к - la capacidad calorífica de la solución y el condensado se encontró a partir de materiales de referencia.
Determinación de las temperaturas medias del refrigerante.
∆t n av = 95 - 75 = 20;
∆t a av = 56,7 - 40 = 16,7
∆t med = 20 + 16,7 / 2 = 18,4°C
Determinemos la sección transversal de los canales; para el cálculo tomaremos la velocidad másica del condensado W k = 1500 kg/m 2 s.
S = G/W = 16000/3600 1500 = 0,003 m2
Tomando el ancho del canal b = 6 mm, encontramos el ancho de la espiral.
B = S/b = 0,003/ 0,006 = 0,5m
Aclaremos la sección transversal del canal.
S = B b = 0,58 0,006 = 0,0035 m2
y caudal másico
W ð = G ð /S = 19000/ 3600 0,0035 = 1508 kg/ m 3 seg
W k = G k /S = 16000/ 3600 0,0035 = 1270 kg/ m 3 seg
La determinación de la superficie de intercambio de calor de un intercambiador de calor en espiral se realiza de la siguiente manera.
F = Q/K∆t av = 713028/ (1400·18,4) = 27,7 m2
Determinemos la longitud de trabajo de la espiral.
L = F/2B = 27,7/(2 0,58) = 23,8 m
t = b + δ = 6 + 5 = 11 mm
Para calcular el número de vueltas de cada espiral es necesario tomar el diámetro inicial de la espiral según las recomendaciones d = 200 mm.
N = (√(2L/πt)+x 2) - x = (√(2 23,8/3,14 0,011)+8,6 2) - 8,6 = 29,5
donde x = 0,5 (d/t - 1) = 0,5 (200/11 - 1) = 8,6
El diámetro exterior de la espiral se determina de la siguiente manera.
D = d + 2Nt + δ = 200 + 2 29,5 11 + 5 = 860 mm.
Problema 6
Determine la resistencia hidráulica de los refrigerantes creados en un intercambiador de calor de placas de cuatro pasos con una longitud de canal de 0,9 m y un diámetro equivalente de 7,5 · 10 -3 cuando se enfría alcohol butílico con agua. El alcohol butílico tiene las siguientes características: caudal G = 2,5 kg/s, velocidad W = 0,240 m/s y densidad ρ = 776 kg/m 3 (criterio de Reynolds Re = 1573 > 50). El agua de refrigeración tiene las siguientes características: caudal G = 5 kg/s, velocidad W = 0,175 m/s y densidad ρ = 995 kg/m 3 (criterio de Reynolds Re = 3101 > 50).
Solución: Determinemos el coeficiente de resistencia hidráulica local.
ζ bs = 15/Re 0,25 = 15/1573 0,25 = 2,38
ζ pulg = 15/Re 0,25 = 15/3101 0,25 = 2,01
Aclaremos la velocidad de movimiento del alcohol y el agua en los accesorios (tomemos d piezas = 0,3 m)
W pcs = G bs /ρ bs 0,785d pcs 2 = 2,5/776 · 0,785 · 0,3 2 = 0,05 m/s, por lo tanto, menos de 2 m/s pueden ignorarse.
W pcs = G in /ρ in 0,785d pcs 2 = 5/995 · 0,785 · 0,3 2 = 0,07 m/s menos de 2 m/s, por lo tanto, se puede ignorar.
Determinemos el valor de la resistencia hidráulica para alcohol butílico y agua de refrigeración.
∆Р bs = xζ·( yo/d) · (ρ bs w 2 /2) = (4 2,38 0,9/ 0,0075) (776 0,240 2 /2) = 25532 Pa
∆Р в = xζ·( yo/d) · (ρ en w 2 /2) = (4 2,01 0,9/ 0,0075) (995 0,175 2 /2) = 14699 Pa.
De esto se deduce que al seleccionar equipos para una unidad de refrigeración, es necesario comenzar con el evaporador. Muchos reparadores novatos suelen cometer el error. error típico y empezar a completar la instalación con un compresor.
En la Fig. La figura 1 muestra un diagrama de la máquina de refrigeración por compresión de vapor más común. Su ciclo, especificado en coordenadas: presión R Y i. En la Fig. 1b puntos 1-7 del ciclo de refrigeración es un indicador del estado del refrigerante (presión, temperatura, volumen específico) y coincide con el mismo en la Fig. 1a (funciones de parámetros de estado).
Arroz. 1 – Diagrama y en coordenadas de una máquina compresora de vapor convencional: RU dispositivo de expansión, Paquete– presión de condensación, ro– presión de ebullición.
Representación gráfica fig. 1b muestra el estado y funciones del refrigerante, que varían según la presión y la entalpía. Segmento de línea AB en la curva de la Fig. 1b caracteriza el refrigerante en el estado vapor saturado. Su temperatura corresponde al punto inicial de ebullición. La fracción de vapor de refrigerante es del 100% y el sobrecalentamiento es cercano a cero. A la derecha de la curva AB el refrigerante tiene un estado (la temperatura del refrigerante es mayor que el punto de ebullición).
Punto EN Es fundamental para un refrigerante determinado, ya que corresponde a la temperatura a la que la sustancia no puede pasar al estado líquido, por muy alta que sea la presión. En la sección BC, el refrigerante tiene el estado de un líquido saturado, y en el lado izquierdo, un líquido sobreenfriado (la temperatura del refrigerante es menor que el punto de ebullición).
Dentro de la curva A B C el refrigerante se encuentra en el estado de una mezcla de vapor y líquido (la proporción de vapor por unidad de volumen es variable). El proceso que ocurre en el evaporador (Fig. 1b) corresponde al segmento 6-1 . El refrigerante ingresa al evaporador (punto 6) en estado de mezcla vapor-líquido en ebullición. En este caso, la proporción de vapor depende del ciclo de refrigeración específico y es del 10 al 30%.
A la salida del evaporador, es posible que el proceso de ebullición no se complete, punto 1 puede no coincidir con el punto 7 . Si la temperatura del refrigerante a la salida del evaporador es superior al punto de ebullición, entonces obtenemos un evaporador sobrecalentado. Su tamaño Δpara sobrecalentar representa la diferencia entre la temperatura del refrigerante a la salida del evaporador (punto 1) y su temperatura en la línea de saturación AB (punto 7):
ΔPara sobrecalentar=T1 – T7
Si los puntos 1 y 7 coinciden, entonces la temperatura del refrigerante es igual al punto de ebullición y el sobrecalentamiento Δpara sobrecalentar será igual a cero. Por tanto, obtenemos un evaporador inundado. Por lo tanto, al elegir un evaporador, primero debe elegir entre un evaporador inundado y un evaporador sobrecalentado.
Tenga en cuenta que, en igualdad de condiciones, un evaporador inundado es más ventajoso en términos de intensidad del proceso de extracción de calor que con sobrecalentamiento. Pero hay que tener en cuenta que a la salida del evaporador inundado el refrigerante se encuentra en estado de vapor saturado y es imposible suministrar un ambiente húmedo al compresor. De lo contrario hay probabilidad alta la aparición de golpes de ariete, que irá acompañado de la destrucción mecánica de las piezas del compresor. Resulta que si elige un evaporador inundado, entonces es necesario proporcionar protección adicional compresor debido a la entrada de vapor saturado.
Si da preferencia a un evaporador con sobrecalentamiento, entonces no necesita preocuparse por proteger el compresor y que entre vapor saturado. La probabilidad de que se produzca un golpe de ariete sólo se producirá si el valor de sobrecalentamiento se desvía del valor requerido. En condiciones normales de funcionamiento de una unidad de refrigeración, la cantidad de sobrecalentamiento Δpara sobrecalentar debe estar entre 4-7 K.
Cuando el indicador de sobrecalentamiento disminuye Δpara sobrecalentar, aumenta la intensidad de la extracción de calor del ambiente. Pero a valores extremadamente bajos Δpara sobrecalentar(menos de 3K) existe la posibilidad de que entre vapor húmedo al compresor, lo que puede provocar golpes de ariete y, en consecuencia, daños a los componentes mecánicos del compresor.
De lo contrario, con una lectura alta Δpara sobrecalentar(más de 10 K), esto indica que no está entrando suficiente refrigerante al evaporador. La intensidad de la extracción de calor del medio enfriado disminuye drásticamente y las condiciones térmicas del compresor empeoran.
Al elegir un evaporador, surge otra pregunta relacionada con el punto de ebullición del refrigerante en el evaporador. Para solucionar esto, primero es necesario determinar qué temperatura del medio enfriado se debe garantizar para el funcionamiento normal de la unidad de refrigeración. Si se utiliza aire como medio enfriado, además de la temperatura a la salida del evaporador, también es necesario tener en cuenta la humedad a la salida del evaporador. Consideremos ahora el comportamiento de las temperaturas del medio enfriado alrededor del evaporador durante el funcionamiento de una unidad de refrigeración convencional (Fig. 1a).
Para no ahondar en este tema descuidaremos las pérdidas de presión en el evaporador. También asumiremos que el intercambio de calor que ocurre entre el refrigerante y ambiente llevado a cabo según un esquema de flujo directo.
En la práctica, este esquema no se usa a menudo, ya que en términos de eficiencia de transferencia de calor es inferior a un esquema de contraflujo. Pero si uno de los refrigerantes tiene temperatura constante, y las lecturas de sobrecalentamiento son pequeñas, entonces el flujo directo y el contraflujo serán equivalentes. Se sabe que la diferencia de temperatura promedio no depende del patrón de flujo. La consideración del circuito de flujo directo nos dará una idea más clara del intercambio de calor que se produce entre el refrigerante y el medio enfriado.
Primero, introduzcamos la cantidad virtual. l, igual a la longitud Dispositivo de intercambio de calor (condensador o evaporador). Su valor se puede determinar a partir de la siguiente expresión: L=A/P, Dónde W.– corresponde al volumen interno del dispositivo de intercambio de calor en el que circula el refrigerante, m3; S– superficie de intercambio de calor m2.
Si estamos hablando acerca de En el caso de una máquina de refrigeración, entonces la longitud equivalente del evaporador es casi igual a la longitud del tubo en el que se lleva a cabo el proceso. 6-1 . Por tanto, su superficie exterior se lava con un medio enfriado.
Primero, prestemos atención al evaporador, que actúa como enfriador de aire. En él, el proceso de eliminación de calor del aire se produce como resultado de la convección natural o mediante el soplado forzado del evaporador. Tenga en cuenta que en las unidades de refrigeración modernas el primer método prácticamente no se utiliza, ya que el enfriamiento del aire por convección natural es ineficaz.
Por lo tanto, asumiremos que el enfriador de aire está equipado con un ventilador que proporciona un flujo de aire forzado al evaporador y es un intercambiador de calor de aletas tubulares (Fig. 2). Su representación esquemática se muestra en la Fig. 2b. Consideremos las principales cantidades que caracterizan el proceso de soplado.
ΔT=Ta1-Ta2,
Dónde ΔTa está en el rango de 2 a 8 K (para evaporadores de aletas tubulares con flujo de aire forzado).
En otras palabras, durante el funcionamiento normal de la unidad de refrigeración, el aire que pasa a través del evaporador debe enfriarse a no menos de 2 K ni a más de 8 K.
Arroz. 2 – Esquema y parámetros de temperatura de refrigeración por aire en el enfriador de aire:
Ta1 Y Ta2– temperatura del aire en la entrada y salida del enfriador de aire;
DTmáx=Ta1 – Hasta
Este indicador se utiliza al seleccionar enfriadores de aire, ya que fabricantes extranjeros El equipo de refrigeración proporciona valores de capacidad de enfriamiento del evaporador. qsp dependiendo del tamaño DTmáx. Consideremos el método para seleccionar un enfriador de aire para una unidad de refrigeración y determinemos los valores calculados. DTmáx. Para hacer esto, demos como ejemplo recomendaciones generalmente aceptadas para seleccionar el valor. DTmáx:
F=ΔSobrecarga/DTmax=(T1-T0)/(Ta1-T0),
Dónde T1– temperatura del vapor refrigerante a la salida del evaporador.
Este indicador prácticamente no se utiliza en nuestro país, pero los catálogos extranjeros estipulan que las lecturas de la capacidad de enfriamiento de los enfriadores de aire. qsp corresponde al valor F=0,65.
Durante la operación el valor F Se acostumbra tomar de 0 a 1. Supongamos que F=0, Entonces ΔТsobrecarga=0, y el refrigerante que sale del evaporador estará en estado de vapor saturado. Para este modelo de enfriador de aire, la capacidad de enfriamiento real será entre un 10 y un 15 % mayor que la cifra indicada en el catálogo.
Si F>0,65, entonces el indicador de rendimiento de enfriamiento para este modelo de enfriador de aire debe ser menos que el valor dado en el catálogo. Supongamos que F>0,8, entonces el rendimiento real de este modelo será entre un 25 y un 30 % mayor que el valor indicado en el catálogo.
Si F->1, entonces la capacidad de enfriamiento del evaporador Quse->0(Fig. 3).
Fig. 3 – dependencia de la capacidad de refrigeración del evaporador qsp por sobrecalentamiento F
El proceso representado en la Fig. 2b también se caracteriza por otros parámetros:
Arroz. 4 – Diagrama y parámetros de temperatura que muestran el proceso en el evaporador:
Dónde Te1 Y Te2 temperatura del agua en las entradas y salidas del evaporador;
Si la diferencia de temperatura a través del agua ΔTe=Te1-Te2, luego para evaporadores de carcasa y tubos ΔTe debe mantenerse en el rango de 5±1 K, y para los evaporadores de placas el indicador ΔTe estará dentro de 5 ± 1,5 K.
A diferencia de los enfriadores de aire, en los enfriadores de líquido es necesario mantener no una presión de temperatura máxima, sino mínima. DTmin=Te2-A– la diferencia entre la temperatura del medio enfriado a la salida del evaporador y el punto de ebullición del refrigerante en el evaporador.
Para los evaporadores de carcasa y tubos, la diferencia mínima de temperatura es DTmin=Te2-A debe mantenerse entre 4 y 6 K, y para los evaporadores de placas, entre 3 y 5 K.
El rango especificado (la diferencia entre la temperatura del medio enfriado a la salida del evaporador y el punto de ebullición del refrigerante en el evaporador) debe mantenerse por las siguientes razones: a medida que aumenta la diferencia, la intensidad de enfriamiento comienza a disminuir, y a medida que disminuye, aumenta el riesgo de congelación del líquido enfriado en el evaporador, lo que puede provocar su destrucción mecánica.
Como es sabido, es posible enfriar un determinado entorno mediante un intercambiador de calor. Su solución constructiva debe elegirse de acuerdo con requisitos tecnológicos, que se presentan a estos dispositivos. Un punto particularmente importante es la conformidad del dispositivo con el proceso tecnológico de tratamiento térmico del medio, que es posible bajo las siguientes condiciones:
La facilidad de uso y la confiabilidad del dispositivo están influenciadas por factores como la resistencia y estanqueidad de las conexiones desmontables, la compensación de las deformaciones por temperatura y la facilidad de mantenimiento y reparación del dispositivo. Estos requisitos forman la base para el diseño y selección de una unidad de intercambio de calor. Rol principal Se trata de garantizar el proceso tecnológico necesario en la producción que consume refrigeración.
Para elegir la solución de diseño adecuada para el evaporador, debe guiarse por las siguientes reglas. 1) el enfriamiento de líquidos se realiza mejor utilizando un intercambiador de calor tubular rígido o un intercambiador de calor de placas compacto; 2) el uso de dispositivos de aletas tubulares se debe a las siguientes condiciones: La transferencia de calor entre el medio de trabajo y la pared a ambos lados de la superficie calefactora difiere significativamente. En este caso, las aletas deben instalarse en el lado con el coeficiente de transferencia de calor más bajo.
Para aumentar la intensidad del intercambio de calor en los intercambiadores de calor, es necesario cumplir con las siguientes reglas:
La mejora de los procesos de intercambio de calor es uno de los principales procesos para mejorar los equipos de intercambio de calor de las máquinas de refrigeración. En este sentido, se están llevando a cabo investigaciones en los campos de la ingeniería energética y química. Este es el estudio de las características del régimen del flujo, turbulización del flujo mediante la creación de rugosidad artificial. Además, se están desarrollando nuevas superficies de intercambio de calor que harán que los intercambiadores de calor sean más compactos.
Para realizar un cálculo térmico de un intercambiador de calor de superficie, es necesario resolver la ecuación de transferencia de calor y balance de calor, teniendo en cuenta ciertas condiciones de funcionamiento del dispositivo (dimensiones de diseño de las superficies de transferencia de calor, límites de cambio de temperatura y patrones relativos al movimiento). del medio de enfriamiento y refrigerado). Para encontrar una solución a este problema, es necesario aplicar reglas que le permitan obtener resultados a partir de los datos originales. Pero debido a numerosos factores, es imposible encontrar una solución general para diferentes intercambiadores de calor. Al mismo tiempo, existen muchos métodos de cálculos aproximados que son fáciles de realizar manualmente o mediante máquina.
Las tecnologías modernas le permiten seleccionar un evaporador mediante programas especiales. Los proporcionan principalmente los fabricantes de equipos de intercambio de calor y le permiten seleccionar rápidamente el modelo requerido. Al utilizar dichos programas, es necesario tener en cuenta que asumen el funcionamiento del evaporador en condiciones estándar. Si las condiciones reales difieren de las condiciones estándar, el rendimiento del evaporador será diferente. Por lo tanto, es aconsejable realizar siempre cálculos de verificación del diseño del evaporador elegido, en relación con sus condiciones reales de funcionamiento.
Actualmente, calcular un intercambiador de calor no lleva más de cinco minutos. Cualquier organización que produzca y venda dicho equipo, por regla general, ofrece a todos su propio programa de selección. Puede descargarlo de forma gratuita desde el sitio web de la empresa o su técnico irá a su oficina y lo instalará de forma gratuita. Sin embargo, ¿hasta qué punto es correcto el resultado de tales cálculos? ¿Se puede confiar en él? ¿Es falso el fabricante al competir con sus competidores en una licitación? Para controlar una calculadora electrónica se requiere conocimiento o al menos comprensión de los métodos de cálculo de los intercambiadores de calor modernos. Intentemos comprender los detalles.
Antes de calcular el intercambiador de calor, recordemos qué tipo de dispositivo es. Un dispositivo de intercambio de masa y calor (también conocido como intercambiador de calor, también conocido como TOA) es un dispositivo para transferir calor de un refrigerante a otro. A medida que cambian las temperaturas de los refrigerantes, también cambian sus densidades y, en consecuencia, los indicadores de masa de las sustancias. Por eso estos procesos se denominan transferencia de calor y masa.
Ahora hablemos de ellos: solo hay tres. Radiación: transferencia de calor debido a la radiación. Como ejemplo, podemos recordar haber tomado el sol en la playa en un cálido día de verano. E incluso se pueden encontrar intercambiadores de calor de este tipo en el mercado (calentadores de aire para lámparas). Sin embargo, la mayoría de las veces compramos radiadores de aceite o eléctricos para calentar las viviendas y las habitaciones de un apartamento. Este es un ejemplo de otro tipo de intercambio de calor: puede ser natural, forzado (escape y hay un recuperador en la caja) o accionado mecánicamente (con un ventilador, por ejemplo). El último tipo es mucho más eficaz.
Sin embargo, lo más método efectivo La transferencia de calor es conductividad térmica o, como también se la llama, conducción (del inglés conducción - "conductividad"). Cualquier ingeniero que planee realizar un cálculo térmico de un intercambiador de calor primero piensa en elegir equipo eficiente en dimensiones mínimas. Y esto se puede lograr precisamente gracias a la conductividad térmica. Un ejemplo de esto es el TOA más eficiente en la actualidad: los intercambiadores de calor de placas. El TOA de placas, según su definición, es un intercambiador de calor que transfiere calor de un refrigerante a otro a través de la pared que los separa. La máxima área de contacto posible entre dos medios, combinada con materiales, perfiles de placa y espesores de las mismas correctamente seleccionados, nos permite minimizar el tamaño de los equipos seleccionados manteniendo las características técnicas originales requeridas en el proceso tecnológico.
Antes de calcular el intercambiador de calor, determine su tipo. Todos los TOA se pueden dividir en dos grandes grupos: intercambiadores de calor recuperativos y regenerativos. La principal diferencia entre ellos es la siguiente: en los TOA recuperativos, el intercambio de calor se produce a través de la pared que separa los dos refrigerantes, y en los regenerativos, los dos medios tienen contacto directo entre sí, mezclándose a menudo y requiriendo una posterior separación en separadores especiales. se dividen en intercambiadores de calor y de mezcla con boquilla (estacionaria, descendente o intermedia). En términos generales, un cubo de agua caliente, expuesto al frío, o un vaso de té caliente colocado en el refrigerador para que se enfríe (¡nunca hagas eso!): este es un ejemplo de TOA mezclado. Y al verter té en un platillo y enfriarlo de esta manera, obtenemos un ejemplo de un intercambiador de calor regenerativo con una boquilla (el platillo en este ejemplo desempeña el papel de una boquilla), que primero entra en contacto con el aire circundante y toma su temperatura. , y luego quita parte del calor del té caliente que se vierte en él, tratando de equilibrar ambos ambientes. Sin embargo, como ya hemos descubierto anteriormente, es más eficiente utilizar la conductividad térmica para transferir calor de un medio a otro, por lo que los TOA más útiles (y ampliamente utilizados) hoy en día en términos de transferencia de calor son, por supuesto, recuperativos. unos.
Cualquier cálculo de un intercambiador de calor recuperativo se puede realizar en base a los resultados de los cálculos térmicos, hidráulicos y de resistencia. Son fundamentales, obligatorios a la hora de diseñar nuevos equipos y forman la base de la metodología de cálculo para modelos posteriores de una línea de dispositivos similares. La tarea principal del cálculo térmico de TOA es determinar el área requerida de la superficie de intercambio de calor para el funcionamiento estable del intercambiador de calor y el mantenimiento de los parámetros requeridos del medio de salida. Muy a menudo, durante tales cálculos, los ingenieros especifican valores arbitrarios de las características de peso y tamaño del futuro equipo (material, diámetro de la tubería, dimensiones de las placas, geometría de la viga, tipo y material de las aletas, etc.), por lo tanto, después del análisis térmico. Normalmente se realiza un cálculo estructural del intercambiador de calor. Después de todo, si en la primera etapa el ingeniero calculó la superficie requerida para un diámetro de tubería determinado, por ejemplo, 60 mm, y la longitud del intercambiador de calor resultó ser de unos sesenta metros, entonces es más lógico suponer transición a un intercambiador de calor de múltiples pasos, o a un tipo de carcasa y tubos, o para aumentar el diámetro de los tubos.
Se realizan cálculos hidráulicos o hidromecánicos, así como aerodinámicos para determinar y optimizar las pérdidas de presión hidráulica (aerodinámica) en el intercambiador de calor, así como calcular los costes energéticos para superarlas. El cálculo de cualquier vía, canal o tubería para el paso del refrigerante plantea una tarea principal para una persona: intensificar el proceso de intercambio de calor en un área determinada. Es decir, un medio debe transferir y el otro recibir tanto calor como sea posible durante el período mínimo de su flujo. Para ello se suele utilizar una superficie adicional de intercambio de calor en forma de aletas superficiales desarrolladas (para separar la subcapa laminar límite y mejorar la turbulización del flujo). La relación de equilibrio óptimo de pérdidas hidráulicas, superficie de intercambio de calor, características de peso y tamaño y potencia térmica eliminada es el resultado de una combinación de cálculos térmicos, hidráulicos y estructurales del TOA.
Los cálculos de investigación de TOA se llevan a cabo sobre la base de los resultados obtenidos de los cálculos térmicos y de verificación. Por regla general, son necesarios para realizar las últimas modificaciones en el diseño del aparato diseñado. También se llevan a cabo con el objetivo de corregir las posibles ecuaciones incluidas en el modelo de cálculo TOA implementado, obtenido empíricamente (a partir de datos experimentales). La realización de cálculos de investigación implica realizar decenas y, a veces, cientos de cálculos según un plan especial desarrollado e implementado en producción de acuerdo con teoría matemática experimentos de planificación. Los resultados revelan la influencia varias condiciones y cantidades físicas en los indicadores de eficiencia del TOA.
Al calcular el área del intercambiador de calor, no se olvide de la resistencia de los materiales. Los cálculos de resistencia de TOA incluyen verificar la unidad diseñada para detectar tensiones, torsión y aplicar los momentos operativos máximos permitidos a las piezas y conjuntos del futuro intercambiador de calor. Con dimensiones mínimas, el producto debe ser duradero, estable y garantizar un funcionamiento seguro en una variedad de condiciones de funcionamiento, incluso en las más intensas.
Se llevan a cabo cálculos dinámicos para determinar las diversas características del intercambiador de calor en modos de funcionamiento variables.
Por diseño, el TOA regenerativo se puede dividir en bastantes un gran número de grupos. Los más famosos y utilizados son los intercambiadores de calor de placas, de aire (de aletas tubulares), de carcasa y tubos, de “tubo en tubo”, de placas de carcasa y otros. También hay tipos más exóticos y altamente especializados, por ejemplo, los de espiral (intercambiador de calor de desplazamiento) o los de raspador, que funcionan con viscosos o con muchos otros tipos.
Consideremos el cálculo más simple de un intercambiador de calor "tubería en tubería". Estructuralmente, este tipo de TOA está simplificado al máximo. Como regla general, se permite que el refrigerante caliente entre en el tubo interior del aparato para minimizar las pérdidas, y en la carcasa o en tubo exterior, inicie el fluido de refrigeración. La tarea del ingeniero en este caso se reduce a determinar la longitud de dicho intercambiador de calor basándose en el área calculada de la superficie de intercambio de calor y los diámetros dados.
Vale agregar aquí que en termodinámica se introduce el concepto de intercambiador de calor ideal, es decir, un aparato de longitud infinita, donde los refrigerantes trabajan en contracorriente y la presión de temperatura entre ellos se controla por completo. El diseño “tubería dentro de tubería” cumple mejor con estos requisitos. Y si hace funcionar los refrigerantes en contracorriente, entonces será el llamado "contracorriente real" (y no un flujo cruzado, como en la placa TOA). Con esta organización del movimiento se activa de forma más eficaz la presión térmica. Sin embargo, al calcular un intercambiador de calor "tubería en tubería", conviene ser realista y no olvidarse del componente logístico, así como de la facilidad de instalación. La longitud del eurotruck es de 13,5 metros y no todas las salas técnicas son adecuadas para el transporte e instalación de equipos de tal longitud.
Por lo tanto, muy a menudo el cálculo de dicho dispositivo fluye suavemente hacia el cálculo de un intercambiador de calor de carcasa y tubos. Se trata de un aparato en el que un haz de tubos se encuentra en una sola carcasa (carcasa), lavado varios refrigerantes, dependiendo del propósito del equipo. En los condensadores, por ejemplo, el refrigerante se introduce en una carcasa y el agua en tubos. Con este método de mover medios, es más conveniente y eficiente controlar el funcionamiento del aparato. En los evaporadores, por el contrario, el refrigerante hierve en los tubos y al mismo tiempo se lavan con el líquido enfriado (agua, salmueras, glicoles, etc.). Por tanto, el cálculo de un intercambiador de calor de carcasa y tubos se reduce a minimizar las dimensiones del equipo. Jugando con el diámetro de la carcasa, el diámetro y número de tubos internos y la longitud del aparato, el ingeniero llega al valor calculado de la superficie de intercambio de calor.
Uno de los intercambiadores de calor más comunes en la actualidad son los intercambiadores de calor de aletas tubulares. También se les llama bobinas. Dondequiera que se instalen, desde fan coils (del inglés fan + coil, es decir, "fan" + "coil") en los bloques internos de sistemas divididos hasta recuperadores gigantes de gases de combustión (extracción de calor de los gases de combustión calientes y transferencia para necesidades de calefacción) en plantas de calderas en centrales térmicas. Es por eso que el cálculo de un intercambiador de calor de serpentín depende de la aplicación donde se utilizará este intercambiador de calor. Enfriadores de aire industriales (IAC) instalados en cámaras congelación rápida La carne, en congeladores de baja temperatura y otras instalaciones de refrigeración de alimentos, requieren ciertos caracteristicas de diseño en su actuación. La distancia entre las laminillas (aletas) debe ser máxima para aumentar el tiempo de operación continua entre ciclos de deshielo. Los evaporadores para centros de datos (centros de procesamiento de datos), por el contrario, se fabrican lo más compactos posible, reduciendo al mínimo las distancias entre láminas. Estos intercambiadores de calor funcionan en “zonas limpias”, rodeadas de filtros finos (hasta la clase HEPA), por lo que este cálculo se realiza poniendo énfasis en minimizar las dimensiones.
Actualmente, los intercambiadores de calor de placas tienen una demanda estable. A mi manera diseño Están completamente desmontados y semisoldados, soldados con cobre y níquel, soldados y soldados por difusión (sin soldadura). El diseño térmico de un intercambiador de calor de placas es bastante flexible y no presenta muchas dificultades para un ingeniero. En el proceso de selección se puede jugar con el tipo de placas, la profundidad de estampado del canal, el tipo de aletas, el espesor del acero, los diferentes materiales y, lo más importante, numerosos modelos de dispositivos de tamaño estándar y de diferentes dimensiones. Estos intercambiadores de calor pueden ser bajos y anchos (para calentar agua con vapor) o altos y estrechos (intercambiadores de calor de separación para sistemas de aire acondicionado). Se suelen utilizar para medios de cambio de fase, es decir, como condensadores, evaporadores, atemperadores, precondensadores, etc. Realizar un cálculo térmico de un intercambiador de calor que funciona en un circuito bifásico es un poco más difícil que un intercambiador de calor líquido-líquido. , pero para un ingeniero experimentado, esta tarea tiene solución y no presenta mucha dificultad. Para facilitar dichos cálculos, los diseñadores modernos utilizan bases de datos informáticas de ingeniería, donde se pueden encontrar muchos Información necesaria, incluidos diagramas de estado de cualquier refrigerante en cualquier diseño, por ejemplo, el programa CoolPack.
El objetivo principal del cálculo es calcular el área requerida de la superficie de intercambio de calor. La potencia térmica (de refrigeración) normalmente se especifica en los términos de referencia, pero en nuestro ejemplo también la calcularemos, por así decirlo, para comprobar los propios términos de referencia. A veces sucede que puede aparecer un error en los datos de origen. Una de las tareas de un ingeniero competente es encontrar y corregir este error. Como ejemplo, calculemos un intercambiador de calor de placas del tipo “líquido-líquido”. Que esto sea un rompedor de presión en un edificio de gran altura. Para aliviar la presión sobre los equipos, este enfoque se utiliza a menudo durante la construcción de rascacielos. Por un lado del intercambiador de calor tenemos agua con una temperatura de entrada Tin1 = 14 ᵒC y una temperatura de salida Tout1 = 9 ᵒC, y con un caudal G1 = 14.500 kg/h, y por el otro, también agua, pero sólo con los siguientes parámetros: Estaño2 = 8 ᵒC, Тout2 = 12 ᵒС, G2 = 18,125 kg/h.
Calculamos la potencia requerida (Q0) utilizando la fórmula del balance de calor (ver figura arriba, fórmula 7.1), donde Cp es la capacidad calorífica específica (valor tabular). Para simplificar los cálculos, tomamos el valor dado de la capacidad calorífica Срв = 4,187 [kJ/kg*ᵒС]. Nosotros contamos:
Q1 = 14.500 * (14 - 9) * 4,187 = 303557,5 [kJ/h] = 84321,53 W = 84,3 kW - en el primer lado y
Q2 = 18.125 * (12 - 8) * 4,187 = 303557,5 [kJ/h] = 84321,53 W = 84,3 kW - en el segundo lado.
Tenga en cuenta que, según la fórmula (7.1), Q0 = Q1 = Q2, independientemente de de qué lado se realice el cálculo.
A continuación, utilizando la ecuación básica de transferencia de calor (7.2), encontramos el área de superficie requerida (7.2.1), donde k es el coeficiente de transferencia de calor (tomado igual a 6350 [W/m 2 ]) y ΔTav.log. - diferencia de temperatura logarítmica media, calculada según la fórmula (7.3):
ΔT log.prom. = (2 - 1) / ln (2 / 1) = 1 / ln2 = 1 / 0,6931 = 1,4428;
F entonces = 84321 / 6350 * 1,4428 = 9,2 m2.
En el caso de que se desconozca el coeficiente de transferencia de calor, el cálculo de un intercambiador de calor de placas se vuelve un poco más complicado. Usando la fórmula (7.4), calculamos el criterio de Reynolds, donde ρ es la densidad, [kg/m 3 ], η es la viscosidad dinámica, [N*s/m 2 ], v es la velocidad del medio en el canal , [m/s], d cm - diámetro mojado del canal [m].
Usando la tabla, buscamos el valor del criterio de Prandtl que necesitamos y usando la fórmula (7.5) obtenemos el criterio de Nusselt, donde n = 0,4 - en condiciones de calentamiento del líquido, y n = 0,3 - en condiciones de enfriamiento del líquido .
A continuación, usando la fórmula (7.6), calculamos el coeficiente de transferencia de calor de cada refrigerante a la pared, y usando la fórmula (7.7) calculamos el coeficiente de transferencia de calor, que sustituimos en la fórmula (7.2.1) para calcular el área de La superficie de intercambio de calor.
En las fórmulas indicadas, λ es el coeficiente de conductividad térmica, ϭ es el espesor de la pared del canal, α1 y α2 son los coeficientes de transferencia de calor de cada refrigerante a la pared.
