Расчет кожухотрубчатого теплообменника газ вода

Расчет кожухотрубного теплообменника

В этой статье мы подробно рассмотрим уравнения, необходимые для расчета размеров и проектирования кожухотрубных теплообменников.

Кожухотрубные теплообменники широко используются и очень популярны в перерабатывающей промышленности, благодаря своей универсальности.
Различные типы кожухотрубных теплообменников могут быть легко сконфигурированы путем изменения расположения кожуха и трубки. Кожухотрубные теплообменники широко используются в химической промышленности и процессах сепарации. Они изготавливаются из пучков труб и могут состоять из нескольких типов труб: гладких, продольно оребренных и т. д. Концы трубок помещены в листы, которые разделяют оболочку и трубки жидкости В оболочках также размещены перегородки, которые помогают направлять поток жидкости со стороны оболочки и создают более турбулентный режим течения. Этот тип теплообменника имеет ряд преимуществ, которые включают большую площадь поверхности при малом объеме, легкую очистку, хорошую механическую компоновку и хорошо известные конструкторские процедуры. Перед началом расчетов необходимо знать все параметры и данные запрашиваемой конструкции.

Общее описание

Кожухотрубные теплообменники являются одним из самых популярных типов теплообменников благодаря гибкости, которую проектировщик должен учитывать в широком диапазоне давлений и температур. Существует две основные категории кожухотрубных теплообменников:

те, которые используются в нефтехимической промышленности, как правило, подпадают под действие стандартов Ассоциации производителей трубчатых теплообменников

те, которые используются в электроэнергетике, такие как подогреватели питательной воды и конденсаторы электростанций.

Независимо от типа отрасли, в которой будет использоваться теплообменник, существует ряд общих особенностей

Кожухотрубный теплообменник состоит из ряда труб, установленных внутри цилиндрической оболочки. Две жидкости могут обмениваться теплом, одна жидкость течет по внешней стороне труб, в то время как вторая жидкость течет по трубам. Жидкости могут быть однофазными или двухфазными и могут течь параллельно или поперечно/встречно.

Шаг 1: Анализ приложения

Когда мы впервые получаем запрос на теплообменник, первым шагом является анализ приложения. Это приложение для пищевой промышленности? Он промышленный? Инженер-проектировщик должен правильно определить тип теплообменника, который необходим и будет соответствовать требованиям приложения.

Для продукта и рабочих жидкостей должны быть определены расчетные температура, давление и максимально допустимый перепад давления.

Шаг 2: Определение свойств жидкости

Следующий шаг состоит в том, чтобы проанализировать вовлеченные жидкости или газы: жидкость со стороны продукта и жидкость со стороны обслуживания. Четыре важных физических свойства вовлеченных жидкостей должны быть известны:

Правильный путь состоит в том, чтобы получить значения этих четырех параметров для различных температур в кривой нагрева или охлаждения приложения. Чем лучше мы понимаем физические свойства участвующих жидкостей, тем точнее будет конструкция теплообменника.

Шаг 3: Энергетический Баланс

Как только мы правильно определили физические свойства, пришло время проверить энергетический баланс. Обычно клиент определяет расход продукта и желаемую температуру входа и выхода. Они будут указывать тип используемой обслуживаемой жидкости и определять два из следующих трех параметров: расход сервисного потока, температуру входа в сервис или температуру выхода из сервисного обслуживания. Если два параметра известны, третий параметр вычисляется.

Шаг 4: Определение геометрии теплообменников

На этом этапе инженер-конструктор определяет геометрию теплообменника. Он выберет диаметр оболочки и определит трубный пучок, который помещается внутри теплообменника: nr внутренних труб, диаметр внутренней трубы и толщину стенки, а также длину внутренних труб. Во — вторых, определяются размеры боковых жидкостных соединений корпуса и трубы. На этом этапе также должен быть сделан выбор применяемых материалов. По стандарту теплообменник применяется из нержавеющей стали для обечайки и трубной стороны, но также могут быть применены и другие сплавы.

Шаг 5: Тепловой расчет

На этом этапе инженер-проектировщик выполняет тепловой расчет. Задача состоит в том, чтобы получить коэффициенты теплопередачи со стороны оболочки и трубы. Эти коэффициенты зависят от четырех ключевых параметров жидкости и скорости движения жидкости. Связь между параметрами и коэффициентами теплопередачи определяется в математической формуле, которая является специфичной для геометрии (т. е. типа используемого теплообменника: трубчатый, пластинчатый, гофрированный). Теплообменники HRS имеют свои специфические формулы для использования с гофрированными трубами.

При известных коэффициентах со стороны оболочки и трубы можно рассчитать общий коэффициент теплопередачи. Зная это значение, становится возможным рассчитать общую площадь теплопередачи, необходимую для применения.

Процедура проектирования кожухотрубного теплообменника

Конструкция кожухотрубного теплообменника представляет собой итеративный процесс, который проходит следующие этапы.

Определите технологические требования к новому теплообменнику

Выберите подходящий тип кожухотрубного теплообменника

Определите конструктивные параметры, такие как количество проходов трубы, размер трубы, идентификатор оболочки и т.д.

Расчеты и моделирование теплообменника для получения температуры горячей/холодной жидкости на выходе — выходе, скорости теплопередачи, перепада давления на сторонах корпуса/трубы и т.д.

Проверка выходного сигнала осуществляется в соответствии с технологическими требованиями

Если результат соответствует технологическим требованиям, а стоимость находится в пределах бюджета, то завершите проектирование процесса и подготовьте лист спецификации теплообменника

Если проект не соответствует требованиям процесса или превышает бюджет, вернитесь к шагу 3, измените параметры проекта и повторите этот процесс снова.

Есть несколько уравнений, которые очень важны для расчетов, которые мы должны выполнить в процессе проектирования теплообменника.

Уравнения кожухотрубного теплообменника

Вот список всех важных уравнений кожухотрубного теплообменника.

Общее уравнение теплопередачи

Общая теплопередача в любом теплообменнике определяется следующим уравнением:

Q = общая скорость теплопередачи
U = Общий коэффициент теплопередачи
AОбщая = Общая поверхность теплопередачи ares
LMTD = Логарифмическая Средняя разность температур

Логарифмическая средняя разность температур — это средняя количественная оценка разности температур между сторонами оболочки и трубки. Он рассчитывается по следующему уравнению.

ΔT1 → разница температур между горячей и холодной жидкостями на одном конце теплообменника
ΔT2 → разница температур между горячей и холодной жидкостями на другом конце теплообменника.

LMTD с поправочным коэффициентом

Однако LMTD действителен только для теплообменника с одним проходом оболочки и одним проходом трубы. При многократном числе проходов кожуха и трубы схема течения в теплообменнике не является ни чисто попутной, ни чисто противоточной. Следовательно, для учета геометрической неравномерности логарифмическая средняя разность температур (LMTD) должна быть умножена на поправочный коэффициент Средней разности температур (MTD) (FT), чтобы получить Скорректированную среднюю разность температур (Corrected MTD).

Эта формула поможет вам быстро рассчитать поправочный коэффициент LMTD для кожухотрубного теплообменника с несколькими боковыми проходами кожуха или трубы.

Количество труб в зависимости от требуемой площади теплопередачи

Количество труб, необходимых в кожухотрубном теплообменнике (NT), может быть рассчитано с использованием следующего уравнения, основанного на общем требовании к площади теплопередачи.

Где мы получаем AВ целом (общая требуемая площадь теплопередачи) из уравнения скорости теплопередачи (Уравнение-1).
OD-наружный диаметр выбранной трубы
L-общая длина трубы.

Это уравнение довольно прямолинейно основано на геометрии выбранного кожухотрубного теплообменника.

Скорость жидкости со стороны трубки

Скорость со стороны трубы важна для оценки числа Рейнольдса на стороне трубы, а затем для получения коэффициента теплопередачи для жидкости со стороны трубы. Мы можем использовать следующее уравнение для боковой скорости трубы.

m = массовый расход со стороны трубы
NP = Количество проходов трубы

NT = Количество труб
ρ = Плотность жидкости со стороны трубы
ID = внутренний диаметр трубы

Далее, число Рейнольдса для жидкости со стороны трубки вычисляется как

Здесь μ-вязкость жидкости со стороны трубки

Общее уравнение коэффициента теплопередачи

Когда у нас есть ручка для области теплопередачи (AВ целом) и разности температур (LMTD), единственное оставшееся неизвестным в уравнении теплопередачи (Уравнение-1) — это общий коэффициент теплопередачи (U). Мы можем использовать следующее уравнение для получения общего коэффициента теплопередачи кожухотрубного теплообменника.

ho = стороне раковины коэффициент теплопередачи
hi = пробка сторона коэффициент теплопередачи
Rdo = стороне раковины грязь фактор
Rdi = пробка боковые грязи-фактор
OD и ID соответственно наружный и внутренний диаметры для выбранного размера пробки
Ao и Ai это наружная и внутренняя поверхности значения для труб
kw это значение сопротивления на стенки трубы

Обратите внимание, что этот общий коэффициент теплопередачи рассчитывается исходя из площади наружной поверхности трубы (Ао). Поэтому его необходимо умножить на значение Ао для использования в общем уравнении теплопередачи.

Расчеты кожухотрубных теплообменников

Мы уже видели, что проектирование кожухотрубного теплообменника-это итеративный процесс. Часто инженеры предпочитают использовать программное обеспечение для проектирования теплообменника для создания модели теплообменника. Затем вы можете использовать эту модель для моделирования работы теплообменника и проверки его соответствия вашим технологическим требованиям.

Однако если вы решите вручную выполнить расчет размеров теплообменника, вот несколько шагов, которые могут вам помочь.

Вот некоторые рекомендуемые шаги для использования уравнений конструкции теплообменника:

Зафиксируйте значения температуры на входе/выходе

Выберите трубу кожухотрубного теплообменника (TEMA) .

Определитесь с геометрией оболочки и трубы

Вычислить площадь теплопередачи на основе выбранной геометрии (Общая)

Получить общий коэффициент теплопередачи (U), используя подходящую эмпирическую корреляцию для данной жидкости — например, уравнение Седера-Тейта

Рассчитайте общую скорость теплопередачи (Q), используя уравнение-1

Проверка Q соответствует потере/получению тепла через изменение температуры на горячей и холодной стороне. Это основной энергетический баланс на жидкостях со стороны оболочки / трубки.

Проверьте перепад давления на стенках корпуса и трубки. Соответствует ли это допустимому перепаду давления в соответствии с технологическими требованиями?

Если конструкция адекватна в соответствии с технологическими требованиями, проверьте предварительные материальные затраты. Они в рамках бюджета?

Если какая-либо из проверок проекта или бюджета не удается, вернитесь к шагу 4 и повторите процесс, пока не получите удовлетворительную конструкцию теплообменника оболочки и трубки.

Если все вышеизложенное слишком сложно для вас или у вас остались вопросы, наши теплотехники со стажем более 20 лет помогут с расчетами и установкой:

Источник

Курсовая работа: Расчет кожухотрубного теплообменника

1. Тепловой расчет

Цель теплового расчета – определение необходимой площади теплопередающей поверхности, соответствующей при заданных температурах оптимальным гидродинамическим условиям процесса и выбор стандартизованного теплообменника [1].

Из основного уравнения теплопередачи:

, (1)

где F – площадь теплопередающей поверхности, м 2 ;

Q – тепловая нагрузка аппарата, Вт;

K – коэффициент теплопередачи, ;

– средний температурный напор, К.

1.1 Определение тепловой нагрузки аппарата

В рассматриваемой задаче нагревание воды осуществляется в горизонтальном теплообменнике теплотой конденсирующего пара, поэтому тепловую нагрузку определим по формуле [6]:

, (2)

где G_хол – массовый расход воды, кг/с, ;

С_хол – средняя удельная теплоемкость воды, Дж/(кг×К);

Т_к , Т_н – конечная и начальная температуры воды, К;

– коэффициент, учитывающий потери теплоты в окружающую среду при нагревании, = 1,05.

Средняя температура воды:

0 С ,

Этому значению температуры соответствует

.

Вт,

с учетом потери

Вт.

1.2 Определение расхода пара и температуры его насыщения

Расход пара определим из уравнения:

, (3)

где D – расход пара, кг/с;

r – скрытая теплота конденсации пара, Дж/кг.

По [2, прил. LVII] при Р_п = 0,3 МПа, r = 2171×10 3 Дж/кг, Т_к = 133 0 С.

Из формулы (3) следует, что

кг/с.

1.3 Расчет температурного режима теплообменника

Цель расчета – определение средней разности температур и средних температур теплоносителей t_ср1 и t_ср2 . Для определения среднего температурного напора составим схему движения теплоносителей.

Т_н = 191,7 0 С Пар Т_к = 191,7 0 С

t_к = 96 0 С Вода t_н = 40 0 С

0 С 0 С

, то 0 С.

Температура пара в процессе конденсации не изменяется, поэтому t_ср1 = Т_п = 191,7 0 С, а средняя температура воды : t_{ср 2} = t_{ср 1} —t_ср = 191,7-123,7=68 0 С.

1.4 Выбор теплофизических характеристик теплоносителей

Теплофизические свойства теплоносителей определяем при их средних температурах и заносим в таблицу 1.

Таблица 1 Теплофизические свойства теплоносителей

1.5 Ориентировочный расчет площади поверхности аппарата. Выбор конструкции аппарата

Ориентировочным расчетом называется расчет площади теплопередающей поверхности по ориентировочному значению коэффициента теплопередачи К, выбираемому из [1, табл. 1.3]. Принимаем К= 800 Вт/(м 2 ×К), поскольку теплота передаётся от конденсирующего пара к воде, тогда ориентировочное значение площади аппарата по формуле (1)

м 2 .

Так как в аппарате горячим теплоносителем является пар, то для обеспечения высокой интенсивности теплообмена со стороны воды, необходимо обеспечить турбулентный режим движения и скорость течения воды в трубках аппарата. Принимаем число Рейнольдса Re = 12000.

Для изготовления теплообменника выберем трубы стальные бесшовные диаметром 25х2 мм.

Необходимое число труб в аппарате n, обеспечивающее такую скорость, определим из уравнения:

, (4)

где n – количество труб в аппарате, шт.;

d – внутренний диаметр труб, м;

G – массовый расход воды, кг/с;

— динамическая вязкость, Па·с;

Re – число Рейнольдса.

шт.

Такому числу труб n = 39 шт. и площади поверхности аппарата F = 18,3 м 2 по [1, табл. 1.8] ГОСТ 15118-79 и ГОСТ 15122-79 наиболее полно отвечает кожухотрубчатый двухходовой теплообменник диаметром 325 мм, с числом труб 28 в одном ходе, длиной теплообменных труб 4000 мм и площадью поверхности F = 17,5 м 2 .

Проверим скорость движения воды в трубах аппарата:

м/с.

Значение скорости находится в рекомендуемых пределах, поэтому выбор конструкции аппарата закончен.

1.6 Приближенный расчет коэффициентов теплоотдачи и коэффициента теплопередачи

Приближенным расчетом называется расчет коэффициентов и К по формулам, не учитывающим влияние температуры стенки теплопередающей поверхности на интенсивность теплоотдачи [1].

Коэффициент теплоотдачи при конденсации водяного пара на пучке вертикальных труб без учета температуры стенки рассчитывается по формуле [1, с. 24]:

, (5)

где G – массовый расход конденсирующегося пара, G = 6,24·10 -1 кг/с;

n – число труб в аппарате с наружным диаметром d, шт;

– теплопроводность, плотность и вязкость конденсата при температуре конденсации.

.

Режим движения воды в трубках аппарата:

– турбулентный, так как Re>10 4 .

Для расчета процесса теплоотдачи в закрытых каналах при турбулентном режиме движения и умеренных числах Прандтля (Рr ), то для расчета коэффициента теплопередачи применяют формулу для плоской стенки

, (7)

где – коэффициенты теплопередачи со стороны пара и воды,

;

– сумма термических сопротивлений.

.

Расчетная площадь поверхности теплообмена по формуле (1):

м 2 .

Площадь поверхности теплообмена выбранного теплообменного аппарата F=17,5 м 2 , что отвечает требуемой поверхности, т.е. для выполнения уточненного расчета оставляем ранее выбранный в ориентировочном расчете аппарат.

1.7 Уточненный расчет коэффициентов теплоотдачи. Окончательный выбор теплообменного аппарата

Уточненным называется расчет коэффициентов теплоотдачи с учетом температуры стенки.

Расчет температуры стенки ведем методом последовательных приближений.

Задаемся значением температуры стенки со стороны пара, равным = 100 0 С.

Расчет коэффициента теплоотдачи при конденсации пара с учетом температуры стенки на пучке вертикальных труб будем вести по формуле [1, с. 24]:

, (8)

где ,,, — плотность, теплопроводность, удельная теплота конденсации, динамическая вязкость пленки при ; — разность температур стенки и конденсирующегося пара;

— длина труб.

Температура пленки: 0 С.

Для = 16,5 0 С:

= 59,06·10 -2 Вт/(м·К);

= 998,7 кг/м 3;

= 2460,85 ·10 3 Дж/кг; = 1108 ·10 -6 Па·с.

Вт/(м 2 ·К).

Удельная тепловая нагрузка со стороны пара:

Рассчитываем температуру стенки со стороны воды [1, с.16]:

, (9)

0 С.

При этой температуре для воды [2, табл. ХXXIX]

С учетом температуры стенки

;

.

Удельная тепловая нагрузка со стороны воды:

Сравнивая (q₁ )_I с (q₂ )_I , приходим к выводу, что 91571,5>>52088, поэтому расчет температуры стенки продолжаем, задаваясь другим значением температуры стенки со стороны пара.

Задаемся температурой стенки со стороны пара (t_ст1 )_II = 105 0 С.

Температура пленки: 0 С, тогда = 133-105 = 28 0 С

Для = 14 0 С:

= 58,46·10 -2 Вт/(м·К);

= 999,2 кг/м 3;

= 2467,6 ·10 3 Дж/кг;

= 1186 ·10 -6 Па·с.

Вт/(м 2 ·К).

Удельная тепловая нагрузка со стороны пара:

Рассчитываем температуру стенки со стороны воды по формуле (9):

0 С.

При этой температуре для воды [2, табл. ХXXIX]

С учетом температуры стенки:

;

.

Удельная тепловая нагрузка со стороны воды:

И во втором приближении разница между (q₁ )_ІІ и (q₂ )_II более 5%

Расчет продолжаем, определяя t_ст1 графически по пересечению линий q₁ =f(t_ст1 ) и q₂ =f(t_ст2 )

По найденному графически температуре (t_ст1 )_ІІІ =104,15С выполняем третий, проверочный расчет.

Температура пленки: 0 С, тогда = 133-104,5 = 28,85 0 С

Для = 14,425 0 С:

= 58,56·10 -2 Вт/(м·К);

= 999,15 кг/м 3 ;

= 2466·10 3 Дж/кг;

= 1173 ·10 -6 Па·с.

Вт/(м 2 ·К).

Удельная тепловая нагрузка со стороны пара:

Рассчитываем температуру стенки со стороны воды по формуле (9):

0 С.

При этой температуре для воды [2, табл. ХXXIX]

С учетом температуры стенки:

;

.

Удельная тепловая нагрузка со стороны воды:

Сравнивая (q₁ )_III с (q₂ )_ІІІ , приходим к выводу, что отклонение

т.е. не превышает 5%, поэтому расчет можем считать законченным.

Удельные тепловые потоки по обе стороны стенки равны (рис.2)

Рис. 2 Схема процесса теплопередачи

По формуле (7) коэффициент теплопередачи:

.

Площадь поверхности аппарата определяем по формуле (1):

м 2 ,

По [1, табл. 1.8] ГОСТ 15122-79 окончательно выбираем двухходовой аппарат диаметром d=325 мм, с числом труб n = 56 шт, с длиной теплообменных труб L = 4000 мм и F = 17,5 м 2 .

1.8 Обозначение теплообменного аппарата

1) Диаметр кожуха D = 325 мм по [1, с. 29] ГОСТ 9617-76.

2) Тип аппарата ТНВ – теплообменник с неподвижными трубными решётками вертикальный.

3) Условное давление в трубах и кожухе – 0,3 МПа.

4) Исполнение по материалу – М₁ .

5) Исполнение по температурному пределу – 0 – обыкновенное.

6) Диаметр трубы d= 25 мм.

7) Состояние поставки наружной трубы – Г – гладкая.

8) Длина труб L= 4,0 м.

9) Схема размещения труб – Ш – по вершинам равносторонних треугольников.

10) Число ходов – 2.

Группа исполнения – А.

Теплообменник гр. А ГОСТ 15122-79.

Рис. 3. Вертикальный двухходовой кожухотрубчатый теплообменник

1-кожух; 2-трубная решетка; 3-трубка, 4-крышка, 5-распределительнаякамера

2. Конструктивный расчет

Цель конструктивного расчета теплообменных аппаратов с трубчатой поверхностью теплообмена – расчет диаметров штуцеров и выбор конструкционных материалов для изготовления аппаратов, трубных решеток, способ размещения и крепления в них теплообменных трубок и трубных решеток к кожуху; конструктивной схемы поперечных перегородок и расстояния между ними; распределительных камер, крышек и днищ аппарата; фланцев, прокладок и крепежных элементов; конструкций компенсирующего устройства, воздушников, отбойных щитков, опор и т.п [1, стр.42].

2.1 Выбор конструкционных материалов для изготовления аппарата

Материал выбирают по рабочим условиям в аппарате: температуре, давлениям, химическим свойствам теплоносителей и др. При выборе материала пользуемся рекомендациями [1, табл. 2.2] и ГОСТ 15199-79, 15120-79, 15121-79, в которых указаны материалы основных деталей в зависимости от группы материального исполнения.

Группа материального исполнения – М₁ . Материал: кожуха – В Ст3сп5 ГОСТ 14637-79; распределительной камеры и крышки – В Ст3сп5 ГОСТ 14637-89; трубы – сталь 10 ГОСТ 8733-87 [1, табл. 2.2].

2.2 Выбор трубных решеток, способ размещения и крепления в них теплообменных труб и трубных решеток к кожуху

Трубные решетки изготавливаются обычно цельными, вырезкой из листа. Для надежного крепления трубок в трубной решетки её толщина Sр_{( min )} (в мм) должна быть не менее [1, с. 45]

, (11)

где с – прибавка для стальных трубных решеток, мм, с = 5 мм;

d_н – наружный диаметр теплообменных трубок, мм, d_н = 25 мм.

мм.

Толщину трубной решетки выбираем в зависимости от диаметра кожуха аппарата и уловного давления в аппарате [1, табл. 2.3]:

Размещение отверстий в трубных решетках, их шаг регламентируется для всех теплообменников ГОСТ 9929-82.

По [1, с. 46] определяем шаг при размещении труб по вершинам равносторонних треугольников: при d_н = 25 мм, t = 32 мм; отверстия под трубы в трубных решетках и перегородках размещают в соответствии с ГОСТ 15118-79 [1, табл. 2.6].

Размещение отверстий в трубных решетках выбранного аппарата показано на рис. 3.

Рис. 4 Размещение отверстий в трубных решетках

Основные размеры для размещения отверстий под трубы 25 х 2 мм в трубных решетках выбираем по [1, табл. 2.7], диаметр предельной окружности, за которой не располагают отверстия под трубы:

Число отверстий под трубы в трубных решетках и перегородках по рядам:

Общее число труб в решетке – 56 шт.

Отверстия в трубных решетках выполняем гладкими. По ГОСТ 15118-79 под трубы с наружным диаметром 25 мм установлен диаметр 25,5 мм.

Крепление труб в трубной решетке должно быть прочным, герметичным и обеспечивать их легкую замену. Применяем для крепления труб способ развальцовки с последующей отбортовкой (рис. 4).

Рис.5 Крепление труб в трубной решетке развальцовкой споследующей отбортовкой

Конец трубы, вставленной с минимальным зазором в отверстие трубной решетки, расширяется изнутри раскаткой роликами специального инструмента, называемого вальцовкой.

По [1, табл. 2.8] в соответствии с ГОСТ 26291-94 принимаем минимальную толщину стенки корпуса S = 6 мм.

2.3 Выбор конструктивной схемы поперечных перегородок и расстояния между ними. Отбойники

Применяем внутренние поперечные перегородки с диаметрально чередующимся в них сегментными средами для поддержания расстояния между трубами (рис. 6).

Рис.6 Конструктивная схема поперечных перегородок

Диаметр отверстий для труб в перегородках 28 мм [1. с. 57]. Номинальный диаметр поперечных перегородок D_п =310 мм [1. с.58].

Неподвижные трубные решетки занимают место во впадинах фланцев корпуса и крышек (рис. 7).

Рис. 7 Узел крепления неподвижной трубной решетки: 1 – решетка трубная; 2 – фланец; 3 – прокладка;4 – трубка теплообменная; 5 – кожух; 6 – крышка.

Для того чтобы теплообменники лучше работали, необходимо обеспечить минимальный зазор между корпусом и перегородкой. Номинальный диаметр D_п поперечных перегородок принимают в зависимости от внутреннего диаметра аппарата [1, с. 58]: D_п = 310 мм при D=315 мм. Максимальное расстояние между перегородками принимаем по [1, с. 58] равным 800 мм, а минимальная толщина перегородок [1, с. 59] 8 мм.

Взаимное расположение поперечных перегородок фиксируют несколькими стяжками между ними. Стяжки придают пучку жесткость и дополнительную прочность, обеспечивают удобства его сборки. Они представляют собой тяги из круглого прутка, пропущенные через отверстия перегородок и трубных решеток. В промежутке между перегородками надеты распорные трубки. Число стяжек принимаем в зависимости от диаметра аппарата [1, с. 59]:

диаметр стяжек – 12 мм,

число стяжек – 4.

При входе среды (пара) в межтрубное пространство теплообменника часто устанавливают отбойник, который защищает от местного износа трубы, расположенные против входного штуцера (рис. 7).

Рис. 8 Схема размещения отбойника

Отбойник выполняют в виде круглой пластины. Его размер должен быть не меньше внутреннего диаметра штуцера D₁ , т.е. [1, с. 59].

¸20),

Отбойник не должен создавать излишнее гидравлическое сопротивление, поэтому расстояние от внутренней поверхности корпуса до отбойника должно быть [1, с. 59]:

, мм.

2.4 Выбор крышек и днищ аппарата

Крышки и днища теплообменных аппаратов выбираем в зависимости от диаметра кожуха. Наиболее распространенной формой днищ и крышек является эллиптическая форма с отбортовкой на цилиндр (рис. 8).

Рис. 9 Днище эллиптическое с отбортовкой

По [3, табл. 16.1] выбираем размеры днища эллиптического отбортованного стального диаметром 800 мм:

Днище 325 х 6-25 ГОСТ 481-58 [3, табл. 16.1].

Выбранное днище используем для изготовления входной и выходной крышек аппарата.

Марка стали – 09 Г 2 С [3, табл. 16.1].

2.5 Расчет диаметров штуцеров, выбор фланцев, прокладок и крепежных элементов

Присоединение трубопроводов к теплообменным аппаратам бывает разъемным и неразъемным. Разъемное присоединение труб осуществляется при помощи фланцевых резьбовых штуцеров. При диаметре трубопроводов более 10 мм применяют фланцевые штуцеры.

Диаметр штуцера зависит от расхода и скорости теплоносителя [1, с. 64]:

, (12)

где V – объемный расход теплоносителя, м 3 /с;

– скорость движения теплоносителя в штуцере, м/с;

S – площадь поперечного сечения штуцера, м 2 , .

Скорости движения теплоносителей в штуцерах выбирают по [1, табл. 1.4], принимая их несколько большими, чем в аппарате.

, (13)

Диаметр штуцеров для входа и выхода воды рассчитываем по уравнению (13), принимая скорость движения воды в штуцерах равной 2,0 м/с.

м.

Принимаем d_ш = 50 мм.

Диаметр штуцеров для насыщенного водяного пара и конденсата, расход которых D = 6,24·10 -1 кг/с.

Тогда объемный расход пара:

м 3 /с,

м 3 /с.

Тогда, принимая скорость пара в штуцере м/с, получаем:

м.

Принимаем d_п = 100 мм.

Скорость конденсата в штуцере м/с, тогда

м.

Принимаем d_к = 32 мм.

Принимаем штуцера со стальными плоскими приварными фланцами с соединительным выступом (тип 1 – рис. 10).

Рис. 10 Фланец для штуцеров

Выбираем по D_у и р_у = 0,6 МПа [3, табл. 21.9].

Основные размеры фланцев:

· фланцы штуцеров для ввода и вывода воды – Фланец 50-3 ГОСТ 1255-67: D_у = 50 мм, D_б =110 мм, D_ф = 140 мм, h = 13 мм, z = 4 шт, d_б =12мм;

· фланец штуцера для ввода водяного пара – Фланец 100-3 ГОСТ 1255-67: D_у =100 мм, D_б = 170 мм, D_ф = 205 мм, z = 4 шт, h = 15 мм, d_б = 16 мм;

· фланец штуцера для вывода конденсата – Фланец 30-3 ГОСТ 1255-67: D_у =32 мм, D_б = 90мм, D_ф = 120 мм, h = 15 мм, z = 4 шт, d_б = 18 мм.

Для присоединения крышек к корпусу аппарата используем тип 2 диаметром 325 мм (рис. 10).

Рис. 11 Фланец для аппарата

По [3, табл. 21.9] выбираем основные размеры фланцев для аппарата: фланец I-325-3 ГОСТ 1235-67: D_б = 395 мм, D_ф = 435 мм, h = 20 мм, d_б = 20 мм, z = 12т; прокладка – паронит ГОСТ 481-80.

2.6 Проверка необходимости установки компенсирующего устройства

Жесткое крепление трубных решёток к корпусу аппарата и труб в трубной решетке обуславливает возникновение температурных усилий в трубах и корпусе (кожухе) при различных температурах их направления и может привести к нарушению развальцовки труб в решетках, продольному изгибу труб и другим неблагоприятным явлениям.

В случае если трубы нагреваются сильнее, чем кожух, они становятся длиннее кожуха и давят на трубные решетки, стремясь удлинить и сам корпус (кожух). Если напряжения, возникающие при этом в материале трубок и кожуха, превышают допустимые, то появляется необходимость установки компенсирующего устройства (линзы, плавающей головки и т.п.).

По данным [1 табл.1.7] допускаемая разность температур кожуха и труб (не требующая установки компенсирующего устройства) при давлении Р_y 1,6 МПа составляет 60 о С.

Для рассматриваемого теплообменного аппарата температура стенки трубок

0 С.

(см. подраздел 1.7), а минимальная температура кожуха может быть принята равной температуре пара, т.е. t_{ст (к)} = 133 о С.

Разность температур кожуха и трубок

0 С,

следовательно, установка компенсирующего устройства не требуется.

2.7 Опоры аппарата

Химические аппараты устанавливают на фундаменты или специальные несущие конструкции при помощи опор. Тип опоры выбирают в зависимости от конструкции оборудования, нагрузки и способа установки. При установке вертикальных аппаратов широко применяются лапы на полу или на фундаментах. При наличии нижних опор аппарат устанавливают на три или четыре точки, при подвеске между перекрытиями – на три лапы и более.

Расчетную нагрузку, воспринимаемую опорой аппарата, определяют по максимальной силе тяжести его в условиях эксплуатации или гидравлического испытания (при заполнении аппарата водой) с учетом возможных дополнительных внешних нагрузок от силы тяжести трубопроводов, арматуры и т. д. Вес аппарата (с жидкостью) делится на число «лап», и по допустимой нагрузке на опору выбирают ее основные размеры по [1, табл. 2.13].

Принимаем число лап равным 3, а допустимую нагрузку равную 4000 Н.По [1, табл. 2.13] выбираем основные размеры опор вертикального аппарата при допустимой нагрузке 4000 Н: a=75 мм, a₁ =95 мм, b=95 мм, с=20 мм, c₁ =50 мм, h=140 мм, h₁ =10 мм, S₁ =5 мм, k=15 мм, k₁ =25 мм, d=12 мм.

Рис. 12 Опора вертикального аппарата

3. Гидравлический расчет

Цель гидравлического расчета – определение величины сопротивлений различных участков трубопроводов и теплообменника и подбор насоса, обеспечивающего заданную подачу и рассчитанный напор при перекачке воды.

Теплоносители должны подаваться в теплообменный аппарат под некоторым избыточным давлением для того, чтобы преодолеть гидравлическое сопротивление аппарата и системы технологических трубопроводов за аппаратом, переместить теплоноситель из одной точки пространства в другую (например, поднять его) и иметь возможность сообщить ему дополнительную скорость. При этом теплоноситель должен обладать достаточной энергией в заданной точке технологической схемы.

Потери энергии жидкостью и газами при их движении, обусловленные внутренним трением, определяют величину гидравлического сопротиления [1, с. 79].

3.1 Расчет гидравлических сопротивлений трубопроводов и аппаратов, включенных в них

Теплообменные аппараты включаются в трубопроводы, входящие в состав насосных установок, образующих технологические схемы различных пищевых или химических отраслей промышленности. Расчету принадлежит схема насосной установки, предлагаемая в задании на проектировании.

Различают два вида гидравлических сопротивлений (потерь напора): сопротивление трения и местные сопротивления: и . Для расчета потерь напора по длине пользуются формулой Дарси-Вейсбаха [2]:

,

где — гидравлический коэффициент трения;

— длина трубопровода, по которому протекает теплоноситель, м;

d – диаметр трубопровода, м;

— скоростной напор,м.

Для расчета потерь напора в местных сопротивлениях применяют формулу Вейсбаха:

,

где — коэффициент местных сопротивлений;

— скоростной напор за местным сопротивлением.

3.1.1 Разбивка трубопровода насосной установки на участки:

Гидравлическому расчету подлежит схема, представленная на рис. 12.

Рис. 12 – Схема насосной установки

1 –емкость; 2 – насос; 3 – теплообменник; 5 – стерилизуемый аппарат.

Трубопровод состоит из всасывающей и напорной линий. Всасывающая линия – трубопровод от нижней части емкости до насоса. Напорная линия – участок трубопровода от насоса до теплообменника, теплообменник 3, участок от теплообменника 3 до стерилизуемого аппарата 4.

3.1.2 Определение геометрических характеристик участков трубопровода, скоростей и режимов движения в них теплоносителя

Диаметры всасывающего и напорного трубопроводов определим из уравнения расхода (12), принимая по [1, табл. 1.4] скорость во всасывающем трубопроводе м/с, а в напорном – м/с.

м.

По ГОСТ 8732-78 [4, таб. 2.34] выбираем трубу для всасывающего трубопровода диаметром 70 мм.

Скорость движения воды на всасывающем участке трубопровода:

м/с,

а режим движения

– турбулентный, так как Re>10 4 [6, с.43].

где м 2 /с – кинематический коэффициент вязкости при t=14 0 С.

м

По ГОСТ 8732-78 [4,таб. 2.34] выбираем трубу для напорного трубопровода диаметром 50 мм.

Скорость движения воды на напорном участке трубопровода

м/с.

Режим движения воды на напорном участке трубопровода от насоса до теплообменника

– турбулентный, так как Re>10 4 [6, с. 43].

Режим движения воды на напорном замкнутом участке трубопровода, включающего теплообменник и стерилизуемый аппарат.

— турбулентный, так как Re>10 4 ,

где м 2 /с — кинематическая вязкость воды при t = 92°С

3.1.3 Расчет сопротивлений трубопроводов и аппаратов, включенных в них

Всасывающий участок трубопровода

При турбулентном режиме движения гидравлический коэффициент трения может зависеть и от числа Рейнольдса, и от величины шероховатости трубы.

Рассчитаем гидравлический коэффициент трения для гидравлически гладких труб по формуле Блазиуса:

. (14)

.

Проверим трубу на шероховатость, рассчитав толщину вязкого подслоя и сравнив ее с величиной абсолютной шероховатости стальной бесшовной новой трубы: ,

м,

, значит, труба гидравлически гладкая и . На всех остальных участках трубопровода будем считать трубы гидравлически гладкими.

По формуле Дарси-Вейсбаха

, (15)

м.

Согласно схеме насосной установки (рис. 12) на всасывающей линии имеются следующие местные сопротивления: два плавных поворота на 90– ,[1, табл. 3.3]. Следовательно, , а по формуле Вейсбаха:

, (16)

где – коэффициент местных сопротивлений;

– скоростной напор за местным сопротивлением.

м.

Суммарные потери напора на всасывающем участке трубопровода:

м.

Участок напорного трубопровода от насоса до теплообменника

м.

Согласно расчетной схеме (рис. 12) на напорном участке трубопровода от насоса до теплообменника имеется два местных сопротивления: два плавных поворота – [1, табл. 3.3].

м.

Суммарные потери напора на участке напорного трубопровода от насоса до теплообменника:

м.

Теплообменник

м.

Определим напор, теряемый в местных сопротивлениях теплообменника (рис. 13).

Рис. 13 – Коэффициенты местных сопротивлений теплообменника

Предварительно вычислим площади потока в различных участках.

1.Площадь поперечного сечения штуцера:

м 2 ;

2. Площадь поперечного сечения крышки (свободного сечения аппарата)

м 2 ;

3. Площадь поперечного сечения 56 труб теплообменника:

м 2 .

Скорости и скоростные напоры в соответствующих сечениях:

м/с;

м;

м/с;

м;

м/с;

м.

Коэффициенты местных сопротивлений:

а) при входе потока через штуцер в крышку (внезапное расширение):

;

б) при входе потока из крышки в трубы (внезапное сужение):

;

в) при выходе потока из труб в крышку (внезапное расширение):

;

г) при входе потока из крышки в штуцер (внезапное сужение):

.

Вычисляем потери напора в местных сопротивлениях:

а) при входе потока через штуцер:

м;

б) при входе потока из крышки в трубы первого хода аппарата:

м;

в) при выходе потока из труб в крышку:

м;

г) при выходе потока из крышки через штуцер:

м;

д) при повороте из одного хода в другой на 180° (=2,5):

м.

Суммарные потери напора в местных сопротивлениях теплообменника:

Общие потери напора (по длине и в местных сопротивлениях теплообменника):

м.

Диаметр напорного трубопровода d_н = 0,05 м совпадает с диаметрами штуцеров d_ш = 0,05 м, следовательно при входе и выходе из теплообменника потерь напора не будет .

Участок напорного трубопровода от теплообменника до стерилизуемого аппарата

.

м.

Участок напорного трубопровода от теплообменника до стерилизуемого аппарата включает следующие местные сопротивления: 6 плавных поворот на 90 0 . Тогда сумма коэффициентов местного сопротивления .

м.

м.

Суммарные потери напора в насосной установке (сети)

м

3.2 Определение требуемого напора насоса

Требуемый напор насоса определяем по формуле:

, (17)

где Н=8м– высота подъёма жидкости в насосной установке (от насоса), м,

h_вс – высота всасывания насоса, h_вс = 0,5 м;

Р_к – давление в стерилизуемом аппарате , Р_к = 0,55 МПа;

Р_ат – атмосферное давление, Р_ат = 9,81×10 4 Па;

– суммарные потери напора в сети, = 9,17 м.

м.

3.3 Выбор типа и марки насоса по расчетному напору и заданной подаче

По полю характеристик V – Н насосов для чистой воды [8, c. 328] по заданной подаче V = 4×10 -3 м 3 /с (14,4 м 3 /ч) к рассчитанному требуемому напору Н_тр =64,4 м выбираем насос по ГОСТ 22247-96: К 290/18б-У2, n=1450 об/мин.

3.4 Построение характеристик насоса и трубопровода. Определение рабочей точки насоса

По каталогу насоса для химических производств [6] строим рабочие характеристики выбранного насоса – зависимости Н = f(V), N = f(V), h = f(V).

Для построения характеристики трубопровода рассмотрим его уравнение (17).

Первые два слагаемых уравнения являются величиной постоянной и определяют собой статистический напор, тогда

,

где м.

Так как трубопровод эксплуатируется в квадратичной зоне сопротивлений (Re >10 5 ), то зависимость потерь напора в трубопроводе от изменения скоростей носит квадратичный характер, т.е.

, (18)

где в – коэффициент пропорциональности, определяемый по координатам т. А, лежащей на этой кривой.

Для этой точки имеются:

м 3 /с – (по заданию);

м.

.

Уравнение кривой сопротивления трубопровода, выражающее собой потребные напоры насоса при подаче различных расходов по заданному трубопроводу

Задаваясь различными значениями расходов V, рассчитываем соответствующие им значения Н_тр = f(V).

Результаты расчета сводим в таблицу 2.

Таблица 2 Характеристики трубопровода

Название: Расчет кожухотрубного теплообменника Раздел: Рефераты по физике Тип: курсовая работа Добавлен 01:45:28 14 января 2011 Похожие работы Просмотров: 18956 Комментариев: 15 Оценило: 7 человек Средний балл: 4.9 Оценка: 5 Скачать

V		Нст , м	, м	, м
м 3 /с	м 3 /ч
0	0	55,3	0	55,3
0,0011	4		0,69	55,99
0,0016	6		1,46	56,76
0,0022	8		2,76	58,06
0,0028	10		4,47	59,77
0,0039	14		8,67	63,97
0,0044	16		11,03	66,33
0,0050	18		14,25	69,55
0,0055	20		17,24	72,54

По данным таблицы 2 строим характеристику трубопровода Н_тр = f(V), отложив на оси ординат величину Н_ст =55,3 м.

Точка пересечения характеристик насоса и трубопровода определяет рабочую точку А. Координаты рабочей точки:

V_А = 16 м 3 /ч = 0,0044 м 3 /с; Н = 66 м; %;

N_e = кВт.

Так как V_А = 16 м 3 /ч больше заданной подачи V_А =14,4 м 3 /ч, то необходимо отрегулировать работу насоса на сеть одним из способов: прикрытием задвижки на напорной линии (дросселирование); уменьшением частоты вращения вала рабочего колеса насоса; обрезкой рабочего колеса.

Расчет курсового проекта состоит из трех основных расчетов: теплового, конструктивного и гидравлического.

В тепловом расчете определили необходимую площадь теплопередающей поверхности, в нашем случае F = 17,5 м 2 , которая соответствует заданной температуре и оптимальным гидродинамическим условиям процесса. По полученным расчетным путем данным выбрали теплообменник гр. А ГОСТ 15122-79.

В конструктивном расчете произвели расчет диаметров штуцеров, выбрали конструкционные материалы для изготовления аппаратов, трубных решеток, способ размещения и крепления в них теплообменных трубок и трубных решеток к кожуху; конструктивную схему поперечных перегородок и расстояния между ними; распределительные камеры, крышки и днища аппарата; фланцы и прокладки.

В гидравлическом расчете выбрали необходимый насос по полученному требуемому напору, в нашем случае H_тр =64,4 м и заданная подача V=4·10 -3 м 3 /с (234 м 3 /ч) выбираем насос CR 15-6, мощность которого 5,5 кВт, который обеспечивает заданную подачу и рассчитанный напор при перекачке воды.

Список использованных источников

1. Логинов А.В. Процессы и аппараты химических и пищевых производств (пособие по проектированию) / А.В. Логинов, Н.М. Подгорнова, И.Н. Болгова. – Воронеж: ВГТА, – 2003. – 264 с.

2. Павлов К.Ф. Примеры и задачи по курсу процессов и аппаратов химической технологии: Учеб. пособ. для студ. химико-технол. спец. вузов / К.Ф. Павлов, П.Г. Романков, А.А. Носков; Под ред. П.Г. Романкова. – 8-е изд., перераб. и доп. – Л.: Химия, 1976. – 552 с.

3. Лащинский А.А. Основы конструирования и расчета химической аппаратуры. Справочник / А.А. Лащинский, А.Р. Толчинский; Под ред. Н.Н. Логинова. – 2-е изд; перераб. и доп. – Л.: Машиностроение, 1970. – 753 с.

4. Ю.И. Дытнерский, Г.С. Борисов, В.П. Брыков. Основные процессы и аппараты химической технологии: пособие по проектированию / Под ред. Ю.И. Дытнерского, 2-е изд., перераб. и допол. – М.: Химия, 1991. – 496 с.

5. Насосы и насосные установки пищевых предприятий: Учеб. пособие / А.В. Логинов, М.Н. Слюсарев, А.А. Смирных. – Воронеж: ВГТА, 2001. – 226 с.

6. А.Г Касаткин Основные процессы и аппараты химической технологии: Учебник для вузов.- 10-е изд., стереотипное, доработанное. Перепеч. С изд. 1973г.- М.: ООО ТИД «Альянс», 2004.-753с.

Источник