Расчет теплообменика

Содержание

 

                                                                                                                     лист

Задание на проектирование  3

Введение  4

1  Тепловой расчет кожухотрубчатого аппарата  7

2  Гидравлический расчет кожухотрубчатого аппарата 15

3  Определение толщины тепловой изоляции 19

4  Механический расчет  кожухотрубчатого аппарата 21

5  Техника безопасности 24

Список использованной литературы 25

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ЗАДАНИЕ  НА  ПРОЕКТИРОВАНИЕ

 

Спроектировать горизонтальный кожухотрубчатый теплообменник для конденсации D, кг/с, перегретого пара с температурой t_пп, ºС, и давлением Р, МПа. Охлаждающая жидкость поступает в трубки с начальной температурой t_н, ºС.

 

Исходные данные:

– вид пара                                                                            водяной;

– охлаждающая жидкость                                                  морская вода;

– производительность                                                         D = 1,2 кг/с;

– температура перегретого  пара                                       t_пп = 90ºС;

– давление перегретого  пара                                              Р = 0,04 МПа;

– начальная температура  охлаждающей жидкости          t_н = 10ºС.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ВВЕДЕНИЕ

 

Теплообменники –  аппараты, в которых происходит теплообмен между рабочими средами независимо от их технологического или энергетического назначения (подогреватели, выпарные аппараты, конденсаторы, пастеризаторы, испарители и др.).

Классификация теплообменников  возможна по нескольким признакам.

По способу передачи тепла различают теплообменники смешения, в которых рабочие среды непосредственно соприкасаются или перемешиваются, и поверхностные теплообменники – рекуператоры, в которых тепло передается через поверхность нагрева – твердую (металлическую) стенку, разделяющую эти среды.

По основному назначению различают подогреватели, испарители, холодильники, конденсаторы.

В зависимости от вида рабочих сред различают теплообменники:

– жидкостно-жидкостные – при теплообмене между двумя  жидкими средами;

– паро-жидкостные –  при теплообмене между паром  и жидкостью;

– газо-жидкостные –  при теплообмене между газом  и жидкостью.

По тепловому режиму различают теплообменники периодического действия, в которых наблюдается нестационарный процесс, и непрерывного действия с установившимся во времени процессом.

В качестве теплоносителя  наиболее широко применяется насыщенный или слегка перегретый водяной пар. В смесительных аппаратах пар  обычно впускают под уровень жидкости, при этом конденсат пара смешивается с продуктом, что не всегда допустимо. В поверхностных аппаратах пар конденсируется на поверхности теплообмена, и конденсат удаляется отдельно от продукта с помощью водоотводчиков.

Водяной пар, как теплоноситель, обладает рядом преимуществ: легкостью транспортировки по трубам и регулирования температуры, высокой интенсивностью теплоотдачи.

Общим недостатком парового и водяного обогрева является быстрый  рост давления при повышении температуры.

Для нагревания и охлаждения сред разработаны теплообменники разнообразных конструкций.

1) Теплообменники с рубашками. Обладают низкими коэффициентами теплопередачи, обусловленными малой скоростью движения жидкого теплоносителя в сечении рубашки.

2) Элементные теплообменники. Примером такого теплообменника является теплообменник типа «труба в трубе». При подборе соответствующих параметров можно сообщить рабочим телам желательную скорость и достичь высоких значений коэффициента теплопередачи. Достоинством таких теплообменников является соблюдение противотока, что обеспечивает наиболее полное использование теплоносителя. Недостатком является громоздкость и большой расход материала.

3) Погружные трубчатые теплообменники. Коэффициент теплопередачи таких теплообменников невелик, так как жидкость снаружи змеевика движется с малой скоростью или вовсе не движется.

4) Оросительные теплообменники. Снаружи трубы омываются жидкостью, которая вытекает из регулируемой щели на верхний виток трубы и стекает на нижние витки. Недостатком является то, что при большом количестве стекающей воды часть её сливается мимо трубок и не участвует в теплообмене.

5) Теплообменники с плоскими поверхностями нагрева. К этим теплообменника относятся различные ребристые, пластинчатые и другие теплообменники. Оребрение поверхности производится с целью увеличения поверхности соприкосновения с рабочей средой.

6) Кожухотрубчатые теплообменники. Эти теплообменники представляют собой пучок труб, помещенных в цилиндрической камере (кожухе). Полость камеры является межтрубным пространством. Трубы развальцованы в трубных решетках, которые ограничивают камеру с двух сторон. К трубным решеткам крепятся распределительные коробки с патрубками для впуска рабочей жидкости, протекающей внутри трубок. Камера снабжена также патрубками для подвода и отвода второго рабочего тела. Трубные решетки могут быть наглухо приварены или прикреплены к корпусу. Одна из решеток может быть не соединена с камерой. В этом случае уплотнение достигается резиновыми прокладками, зажимающими щель между корпусом и решеткой. Такой способ крепления обеспечивает свободное удлинение трубок при нагревании и предохраняет от нарушения крепления трубок в решетках. Кожух теплообменника обычно стальной, цилиндрической формы.

Большим недостатком  одноходовых теплообменников является несоответствие между пропускной способностью пучка труб и площадью поверхности теплообмена. Поэтому по трубкам приходится пропускать меньше жидкости, уменьшая её скорость движения.

Улучшение трубчатых  теплообменников достигается путем  группировки труб в отдельные пучки (ходы). Рабочая жидкость проходит через трубное пространство в несколько ходов, протекая последовательно через все пучки трубок. При этом скорость жидкости при данном расходе за счет уменьшения сечения проточной части возрастает, и коэффициент теплопередачи увеличивается.

Все трубчатые теплообменники выполняются  двух типов – вертикальные и горизонтальные.

 

 

 

 

 

1  ТЕПЛОВОЙ  РАСЧЕТ  КОЖУХОТРУБЧАТОГО  АППАРАТА

 

Температура конденсации  водяного пара при заданном давлении

t_кп = 75ºС.

Удельная теплота конденсации  пара при температуре конденсации

r = 2320 кДж/кг.

Тепловая нагрузка Q в соответствии с заданными условиями

Q = Dr,

Q = 1,2 ∙ 2320 = 2784 кВт.

Во избежание значительного образования накипи конечную температуру охлаждающей воды ([3], с. 213) не рекомендуется принимать выше (45÷50)ºС. Принимаем:                                                

t_к = 50ºС.

Из уравнения теплового  баланса находим расход охлаждающей воды

G = Q/[c_в(t_к – t_н)],

где  с_в – теплоемкость воды, с_в = 4,2 кДж/(кг∙ºС);

G = 2784/[4,2∙(50 – 10)] = 16,6 кг/с.

Средняя температура охлаждающей воды

t_в = 0,5(t_к + t_н),

t_в = 0,5∙(50 + 10) = 30ºС.

Разность температур потоков продукта и охладителя –  средний температурный напор – определяется как среднее логарифмическое между большей и меньшей разностями температур теплоносителей на концах аппарата:

Δt_cр = ,

Δt_cр =

= 47,3ºС.

Задаемся числом Рейнольдса для потока воды

Re = 2300.

 

Принимаем для охладителя трубки с размером

20 × 2,0 мм.

Определяем соотношение числа труб, n, заданного размера к числу ходов, z, теплообменника

n/z = ,

где  n – общее число труб охладителя;

z – число ходов по трубному пространству;

d_в – внутренний диаметр трубок, м;

μ_в – динамическая вязкость воды при средней температуре,

μ_в = 802∙10^–6 Па/с;

n/z =

= 717.

Ориентировочно принимаем ([1], табл. 2.1) коэффициент теплопередачи для воды при вынужденном движении

К = 1000 Вт/(м²∙К).

Требуемая поверхность  теплообмена при принятом коэффициенте теплопередачи

F_тр = Q/(KΔt_cp);

F_тр = 2784/(1,0 ∙ 47) = 59,2 м².

Предварительно принимаем ([1], табл. 2.3) стандартный теплообменник с ближайшим значением отношения n/z:

– диаметр кожуха  D = 800 мм,

– число ходов   z = 1;

– общее число труб  n = 717;

– длина труб  L = 2,0 м;

– поверхность теплообмена  F = 90 м²;

– площадь сечения  одного хода по трубам F_тр = 0,144 м²;

– площадь самого узкого сечения потока в межтрубном

пространстве F_мт = 0,069 м².

Рисунок 1 – Распределение температур на стенке

 

Расчет действительного коэффициента теплопередачи К производим для стационарных условий теплообмена, когда тепловые потоки от конденсирующегося пара к стенке, через стенку и от стенки к воде равны, т.е.

q₁ = q_ст = q₂.

Так как коэффициенты теплоотдачи α₁ и α₂, определяющие интенсивность теплообмена между теплоносителями и стенкой, зависят от неизвестных нам температур стенки t_cт1 и t_cт2, определяем их методом последовательных приближений.

С целью определения  коэффициента теплоотдачи от горячей стенки к охлаждающей воде α₂ задаемся в первом приближении

Δ't₂ = 28 град.

Находим термодинамические  критерии:

– Рейнольдса                        

Re = ,

Re =

= 2298;

– Прандтля

Pr = с_вμ_в/λ_в,

где  λ_в – теплопроводность воды при средней температуре,

λ_в = 0,618 Вт/(м∙К);

Pr = 4,2∙10³ ∙ 802∙10^–6/0,618 = 5;

– Грасгофа

Gr = gd_в³ρ_в²βΔ't₂/μ_в²,

где  g – ускорение свободного падения, g = 10 м/с²;

ρ_в – плотность воды при средней температуре, ρ_в = 996 кг/м³;

β – коэффициент объемного  расширения воды, β = 3,21∙10^–4;

Gr = 10 ∙ 0,016³ ∙ 996² ∙ 3,21∙10^–4 ∙ 28/(802∙10^–6)² = 567797;

При движении воды в горизонтальных трубах ламинарно (Re < 2300) критерий Нуссельта равен:

Nu = C(RePr)^0,2(GrPr)^0,1,

где  С – опытный коэффициент, в горизонтальных трубах С = 0,74;

Nu = 0,74∙(2298 ∙ 5)^0,2∙(567797 ∙ 5)^0,1 = 21.

Коэффициент теплоотдачи  к воде равен:

α'₂ = λ_вNu/d_в,

α'₂ = 0,618 ∙ 21/0,016 = 811 Вт/(м²∙К).

Коэффициент теплопроводности материала труб (нержавеющей стали)

λ_ст = 17,5 Вт/(м∙К).

Термическое сопротивление  загрязнений со стороны воды ([1], табл. 2.2)

r_зв = 18∙10^–5 м²∙К/Вт.

Термическое сопротивление  загрязнений со стороны пара ([1], табл. 2.2)

r_зп = 18∙10^–5 м²∙К/Вт.

Сумма термических сопротивлений  стенок труб из нержавеющей стали и загрязнений со стороны воды и пара

Σ(δ/λ) = δ/λ_ст + r_зв + r_зп,

Σ(δ/λ) = 0,002/17,5 + (18 + 18)∙10^–5 = 47∙10^–5 м²∙К/Вт.

Перепад температур на стенке из условия установившегося процесса

Δ't_ст = α'₂Δ't₂Σ(δ/λ),

Δ't_ст = 811 ∙ 28 ∙ 47∙10^–5 = 10,7ºC.

Разность температур конденсирующегося пара и стенки со стороны пара

Δ't₁ = Δt_cp – Δ't₂ – Δ't_ст,

Δ't₁ = 47,3 – 28,0 – 10,7 = 8,6ºС.

Коэффициент теплоотдачи  пара, конденсирующегося на пучке  горизонтально расположенных труб

α'₁ = аελ_к ,

где  а – коэффициент, для горизонтальных труб