Курсовая работа - Расчет кожухотрубчатого теплообменного аппарата для нагревания жидкости насыщенным паром
Подождите немного. Документ загружается.
Спиральные теплообменники отличаются компактностью, малыми
гидравлическими сопротивлениями и значительной интенсивностью
теплообмена при повышенных скоростях теплоносителей.
Недостатки спиральных теплообменников — сложность изготовления и
ремонта, невозможность применения их при давлении рабочих сред свыше
10 кгс/см
2
.
L
3.2.9 Пластинчатые теплообменники.
В последнее время распространены пластинчатые разборные
теплообменники, отличающиеся интенсивным теплообменом, простотой
изготовления, компактностью, малыми гидравлическими сопротивлениями,
удобством монтажа и очистки от загрязнений.
Эти теплообменники состоят из отдельных пластин, разделенных
резиновыми прокладками, двух концевых камер, рамы и стяжных болтов.
Пластины штампуют из тонколистовой стали (толщина 0,7 мм). Для
увеличения поверхности теплообмена и турбулизации потока теплоносителя
проточную часть пластин выполняют гофрированной или ребристой, причем
гофры могут быть горизонтальными или расположены “в елку” (шаг гофр
11,5; 22,5; 30 мм; высота 4—7 мм).
К пластинам приклеивают резиновые прокладки круглой и специальной
формы для герметизации конструкции; теплоноситель направляют либо
вдоль пластины, либо через отверстие в следующий канал.
Движение теплоносителей в пластинчатых теплообменниках может
осуществляться прямотоком, противотоком и по смешанной схеме.
Поверхность теплообмена одного аппарата может изменяться от 1 до 160 м
2
,
число пластин—от 7 до 303.
11
В пластинчатых теплообменниках температура теплоносителя
ограничивается 150°С (с учетом свойств резиновой прокладки), давление не
должно превышать 10 кгс/см
2
.
3.2.10 Графитовые теплообменники.
Эти теплообменники составляют отдельную группу. Высокая
коррозионная стойкость и значительная теплопроводность делают графит
незаменимым в некоторых производствах. Промышленностью выпускаются
блочные, кожухотрубчатые, оросительные теплообменники и погружные
теплообменные элементы.
Блочный графитовый теплообменник представляет собой один или
несколько прямоугольных или цилиндрических блоков, имеющих две
системы непересекающихся, перпендикулярных отверстий, создающих
перекрестную схему движения теплоносителей. Каждая система отверстий
имеет графитовые крышки для ввода и вывода рабочих сред. На крышки
накладывают металлические плиты и систему стягивают болтами, создавая в
графите наименее опасные напряжения сжатия.
L
4. Расчетная часть.
При определении необходимых для расчетов значений некоторых физико-
химических величин такие как β, μ, ρ, с, γ, в зависимости в которых от
температуры приводятся в соответствующих таблицах ([1]).
4.1. Расчет общих характеристик процесса.
На основании данных следует, что давлению p
абс
= 1,4 кгс/см
2
соответствует температура насыщенного водяного пара 108,7°C.
Температурная схема:
108,7LL108,7
t
нач
LLt
кон
t
б
= 108,7 – t
нач
t
м
= 108,7 – t
кон
t
б
= 108,7 – 18 = 90,7 t
м
= 108,7 – 65 = 43,7
12
Средняя разность температур:
)ln(
мб
мб
ср
tt
tt
t
,
t
ср
= (90,7 – 43,7)/ln (90,7/43,7) = 64,4 °C
В дальнейшем для обозначения водяного пара (межтрубное
пространство) принимается индекс «1», а для обозначения нагреваемой
жидкости (трубное пространство) – индекс «2».
Примеч ание: G
2
L=LG = 8,9 кг/с ; t
2, нач
=Lt
нач
=L18°C; t
2, кон
L=Lt
кон
= 65°C.
Средняя температура жидкости: t
2
= t
1
– Δt
ср
.
t
2
= 44,3°C (по табл. 1)
Объемный расход жидкости (V), м
3
/с рассчитывается по формуле:
2
2
2
G
V
= 11,6 м
3
/с (по табл. 1),
где
2
– плотность жидкости, кг/м
3
при температуре t
2
[1, (c. 512, табл. IV)].
Расход теплоты на нагревание жидкости:
Q = G
2L
c
2L
(t
2, кон
L–Lt
2, нач
) = 8,9 · 306 · 47 = 130000 Вт = 0,13 МВт (по табл.)
где c
2
– удельная теплоемкость жидкости, Дж/(кг·К) при температуре t
2
, [1 с.
562, рис. XI])
Расход сухого греющего пара (G
1
), кг/с с учетом 10% потерь теплоты:
r
Q
G
10,1
1
= 0,62 кг/с (по табл. 1),
где r – удельная теплота конденсации водяного пара, Дж/кг при температуре
t
1
L=L108,7°C.
Для ориентировочного определения максимальной поверхности
теплообмена необходимо задаться коэффициентом теплопередачи. Согласно
[1] минимальное значение этого коэффициента, характеризующее
теплообмен между конденсирующимся водяным паром и органической
жидкостью, составляет K
мин
L=L120LВт/(м
2
·К).
В этом случае максимальная поверхность теплообмена (F
макс
), м
2
составит:
срсрмин
макс
120 t
Q
tК
Q
F
= 164 м² (по табл. 1).
13
4.2 Последовательность проведения расчетов при турбулентном
режиме течения жидкости в трубном пространстве.
При турбулентном режиме течения должно выполняется условие:
ReL≥L10
L
000.
Примеч ание: В дальнейшем при проведении расчетов в
турбулентном режиме, так и в ламинарном, используются индексы «т» и «л»
соответственно.
Таким образом, скорость движения жидкости в трубах должна быть
больше ее предельного минимального значения (w
2,т
), м/с:
,
ρ
μ00010
22
2
,2
d
w
т
где μ
2
– динамический коэффициент вязкости жидкости, Па·с при
температуре t
2
[1(с. 516, табл. IX)]; ρ
2
– плотность жидкости, кг/м³ при
температуре t
2
[1(с. 512, табл. IV)]; d
2
– внутренний диаметр труб, м. Для
расчетов можно выбрать трубы диаметром 25×2 мм. Тогда внутренний
диаметр труб равен: d
2L
=
L
25
L
–
L
2
L
·
L
2
L
=
L
21 мм.
μ
2
=1,33 · 10ˉ³ Па·с; ρ
2
= 768 кг/м³
w
2,т
= 10000 · 1,33 · 10ˉ³ Па·с / 0,021 м · 768 кг/м³ = 0,83 м/с.
Число труб на один ход теплообменника, необходимое для обеспечения
турбулентного режима:
т,2
2
2
2
т
785,0 wd
V
n
= 45 шт. (по табл. 1)
Задаваясь условиями: n
т
< 45 шт. и F
т
< 164 м² выбран теплообменник,
который имеет наиболее простое устройство и меньшую металлоемкость,
шестиходовой аппарат (z
т
= 6) с внутренним диаметром кожуха D
т
= 600 мм,
числом труб на один ход трубного пространства n
т
= 32,7, длиной труб L
т
=6,0
м, и площадью поверхности теплообмена F
т
= 91 м
2
, (по данным [1, с. 215,
табл. 4.12];[1, с.L533, табл. XXXIV]).
Перед проведением расчетов следует уточнить критерий Рейнольдса с
учетом характеристики выбранного теплообменника:
Re
2,т
L=L10
L
000·(
т
n
/
т
n
) = 10000·(45/32,7) = 13762;
Критерий Прандтля для жидкости при температуре t
2
:
2
22
,2
λ
μ
Pr
c
т
,
14
где
2
– коэффициент теплопроводности жидкости, Вт/(м·К) при температуре
t
2
[1(с. 561, рис. X)],
2
L=L0,130 · 1,163 Вт/(м·К)
Pr
2
= 306 Дж/(кг·К) · 1,33 · 10ˉ³ Па·с / 0,130 · 1,163 Вт/(м·К) = 2,7;
Критерий Нуссельта для жидкости рассчитывается по уравнению:
.
Pr
Pr
PrRe021,0
25,0
,2
43,0
,2
8,0
,2
,2
2ст.
т
тт
т
Nu
Для расчетов можно приближенно принять (Pr
2,т
/Pr
ст.2
)
0,25
L
=
L
1,05;
Nu
2,т
= 0,021 · 13762^0,8 · 2,7^0,43 · 1,05 = 69;
Коэффициент теплоотдачи (α
2,т
), Вт/(м
2
·К) для жидкости:
.
λ
α
2
2,2
,2
d
т
т
Nu
α
2,т
= 69 · 0,130 · 1,163 Вт/(м·К) / 0,021м = 497 Вт/(м
2
·К);
Для расчета величины коэффициента теплоотдачи (α
1,т
), Вт/(м
2
·К) при
конденсации водяного пара на пучке горизонтальных труб следует
воспользоваться формулой:
,
)(
02,2
3
1
,1
G
Lzn
B
t
ттт
тср,т
εαα
где ε = 0,6 – коэффициент, зависящий от расположения труб;
B
t
L=Lf
L
(λ,
L
ρ,
L
μ)L=L1036 – функция для воды при температуре конденсации
t
1L
=
L
108,7°C.
α
1,т
=2,02 · 0,6 · 1036 · ((32,7 · 6· 6)/0,62)^1/3 = 79500 Вт/(м
2
·К);
Коэффициент теплопередачи K
т
, Вт/(м
2
·К) определяется по
выражению:
,
α
1
α
1
1
2 т,
ст
т1,
т
r
K
где Σr
ст
– полное тепловое сопротивление стенки с учетом ее поверхностных
загрязнений со стороны водяного пара и нагреваемой жидкости, (м
2
·К)/Вт.
На основании данных [1] следует принять тепловую проводимость
загрязнений:
со стороны греющего пара – 1
L
/
L
r
загр.1L
=
L
5800 Вт/(м
2
·К);
со стороны жидкости – 1
L
/
L
r
загр.2L
=
L
5800 Вт/(м
2
·К).
Коэффициент теплопроводности стали λ
стL
=
L
46,5LВт/(м·К), тогда
15
2580
5800
1
5,46
002,0
5800
1
11
ст
r
Вт/(м
2
·К).
K
т
= 1/ ((1/79500) + (1/2580) + (1/497)) = 415(м
2
·К)/Вт
Определение запаса площади поверхности теплообмена.
Расчетная площадь поверхности теплообмена (F
р
), м
2
:
,
Δ
ср
р
tK
Q
F
где K – соответственно значения K
т
F
р
= 130000Вт / 415 (м
2
·К)/Вт · 64,4ºС = 4,9 м²
Прим е чание: Расчетным диаметром при определении поверхности труб
принимаем d
2
, так как α
1,тL
>>
L
α
2,т
.
Площадь поверхности теплообмена (F), м
2
:
F = d
2
(nz)L.
F = 3,14 · 0,021 м · 32,7 шт · 6 · 6 м = 77,6 м²
Запас площади поверхности теплообмена (З), %:
.
р
р
З
F
FF
Для турбулентного режима З = ((77,6 – 4,9) / 4,9) = 15 % удовлетворяет
условию 10% ≤ З ≤ 40%.
Окончательный выбор теплообменного аппарата.
Удельная тепловая нагрузка (q), Вт/м
2
:
q = Kt
ср
, = 415 (м
2
·К)/Вт · 64,4ºС = 26726 Вт/м²,
где K – соответственно значения K
т
Далее строится схема теплопередачи с использованием уточненных
значений температур:
t
1
= q/α
1
= 26726 Вт/м² / 415 Вт/(м
2
·К) = 64,4 ºС;
t
ст.1
= 108,7 ºС – t
1
= 108,7ºС – 64,4 ºС = 44,3 ºС;
t
2
= q/α
2
= 26726 Вт/м² / 497 = 53,8 ºС;
t
ст.2
= t
2
+ t
2,
= 44,3 ºС + 53,8 ºС = 98,1 ºС.
16
где α
1
и α
2
– соответственно значения α
1,т
и α
2,т
На схему наносятся значения t
ст.1
, t
ст.2
,
1
,
2
, q.
4.3 Ход выполнения расчетов при ламинарном режиме течения
жидкости в трубном пространстве.
Условием ламинарного режима течения жидкости является: Re
L
L
2300.
Для соблюдения этого режима максимальная допустимая скорость
перемещения жидкости в трубах (w
2,л
), м/с составляет:
.
ρ
μ2300
22
2
,2
d
w
л
где μ
2
– динамический коэффициент вязкости жидкости, Па·с при
температуре t
2
[1(с. 516, табл. IX)]; ρ
2
– плотность жидкости, кг/м³ при
температуре t
2
[1(с. 512, табл. IV)]; d
2
– внутренний диаметр труб, м. Для
расчетов можно выбрать трубы диаметром 25×2 мм. Тогда внутренний
диаметр труб равен: d
2L
=
L
25
L
–
L
2
L
·
L
2
L
=
L
21 мм.
w
2,л
= 2300 · 1,33 · 10ˉ³Па·с / 0,021м · 768 кг/м³ = 0,19 м/с
Число труб на один ход теплообменника:
л,2
2
2
2
л
785,0 wd
V
n
= 195 (по табл.1);
Теплообменный аппарат также выбирается из табл.L4.12, [1, с. 215] (см.
также табл. XXXIV [1, с.L533]), однако в данном случае следует
руководствоваться следующими неравенствами: n
л
> 195 шт. и F
л
< 164 м².
На основании этих условий выбиран одноходовой теплообменный
аппарат (z
л
= 1) с внутренним диаметром кожуха D
л
= 600 мм, числом труб на
один ход n
л
= 261, длиной труб L
л
= 4,0 м и площадью поверхности
теплообмена F
л
= 81 м
2
.
17
Уточненная величина критерия Рейнольдса:
Re
2,л
L=L2300
L
(
л
n
/
л
n
),
Re
2,л
L= 2300 (195/261) = 1718;
Для расчета ориентировочного значения произведения критериев
Грасгофа и Прандтля (Gr
2
Pr
2,л
) необходимо определить разность Δt
2
:
.Δ
222
ttt
ст.
Поскольку величина t
ст.2
будет определяться только в конце расчета и
α
1,лL
>>
L
α
2,л
можно ориентировочно принять:
разность температур t
2L
=
L
0,75t
ср
= 0,75· 64,4ºС = 48,3ºС;
определяющую температуру t
L
=
L
t
2L
+
L
(Δt
2
/2)= 44,3ºС+(48,3ºС/2)=68,5 ºС;
температуру стенки со стороны жидкости t
ст.2L
=
L
t
2L
+
L
t
2
= 44,3 ºС + 48,3
ºС = 92,6 ºС;
Ориентировочное значение (Gr
2
Pr
2,л
) при определяющей температуре (t)
для данной жидкости:
,Pr
μ
Δβρ
)Pr(
,2
2
2
22
2
2
3
2
,22 лл
gtd
Gr
где β
2
– коэффициент объемного расширения органической жидкости, К
–1
при
температуре t [1(c.532, табл. XXXIII)]; g = 9,81 м/с
2
– ускорение свободного
падения; Pr
2,л
– критерий Прандтля,
2
22
л,2
Pr
c
= 306 · 0,8·10ˉ³ Па·с/ 0,14 = 1,7;
Gr
2
Pr
2,л
= ( ( 0,021³ м · 752² кг/м³ · 48,3 ºС · 9,81 м/с² ) / 1,12 · 10ˉ³ Па·с ) ·
1,7 = 7,3·10^7
Расчет критерия Нуссельта (Nu
2,л
) проводится при выбранном значении
L
л
по формуле
,
μ
μ
)Pr8,0
14,0
2
1,0
,22
4,0
2
,2
ст.2
л
л
2л
(GrPeNu
L
d
где Pe
2
= Re
2,л
Pr
2,л
– критерий Пекле;
ст.2
– динамический коэффициент
вязкости жидкости, Па·с при t
ст.2
.
Nu
2,л
= 0,8 · (1718 · 1,7 · 0,021/4)^0,4 · (7,3·10^7)^0,1 ·( 0,8 · 10ˉ³ / 0,52 ·
10ˉ³ )^0,14 = 12,3 ;
Тогда коэффициент теплоотдачи (α
2,л
), Вт/(м
2
·К) для жидкости:
18
.
λ
α
2
2,2
,2
d
л
л
Nu
α
2,л
= 12,3 · 0,130 · 1,163 Вт/(м·К) / 0,021 = 89 Вт/(м
2
·К);
Для определения величины коэффициента теплоотдачи (α
1,л
), Вт/(м
2
·К):
.
)(
)(
3
1
,1,1
ттт
ллл
тл
αα
Lzn
Lzn
α
1,л
= 79500 Вт/(м
2
·К) · ((261 шт · 4м)/(32,7 шт · 6 · 6м))⅓ = 23585 Вт/(м
2
·К);
Коэффициент теплопередачи (K
л
), Вт/(м
2
·К) рассчитывается
аналогично K
т
при 1/Σr
стL
=
L
2580 Вт/(м
2
·К),
K
л
= 1 / ( (1/23585) + (1/2580) + (1/89) ) = 86 Вт/(м
2
·К);
Определение запаса площади поверхности теплообмена.
Расчетная площадь поверхности теплообмена (F
р
), м
2
:
,
Δ
ср
р
tK
Q
F
где K – соответственно значения K
л
.
F
р
= 130000Вт / 86 Вт/(м
2
·К) · 64,4ºС = 24 м²
Примеч ание: Расчетным диаметром при определении поверхности
труб принимаем d
2
, так как α
1,лL
>>
L
α
2,л
.
Площадь поверхности теплообмена (F), м
2
:
F = d
2
(nz)L,
F = 3,14 · 0,021 м · (261 шт · 1) · 4 м = 69 м²;
Запас площади поверхности теплообмена (З), %:
.
р
р
З
F
FF
З = (69 – 24) / 24 = - 70 % не удовлетворяет условию 10% ≤ З ≤ 40%.
Площадь теплообмена не достаточна, так как нет запаса, тогда
рассмотрим тот же теплообменник, но с длиной труб 2,0 м:
α
1,л
= 79500 · ((261 шт · 2 м)/(32,7 шт · 6 · 6м))⅓ = 11660 Вт/(м
2
·К);
Nu
2,л
= 0,8 · (1718 · 1,7 · 0,021/2)^0,4 · (7,3·10^7)^0,1 ·( 0,8 · 10ˉ³ / 0,52 ·
10ˉ³ )^0,14 = 16,2
α
2,л
= 16,2 · 0,130 · 1,163 Вт/(м·К) / 0,021 = 117 Вт/(м
2
·К);
19
К = 110;
F
р
= 130000Вт / 110 Вт/(м
2
·К) · 64,4ºС = 18,4 м²;
F = 3,14 · 0,021 м · 522 шт = 34,4 м²
не удовлетворяет условию, площадь теплообмена не достаточна.
Поверхностная площадь теплового потока (удельная теплового
нагрузка)
q = Kt
ср
= 110· 64,4 = 7084 Вт/м
2
, где K – соответственно значения K
л
.
Расчетная площадь поверхности теплообмена при длине трубы 2,0 м:
F = Q/q = 130000 / 7084 = 18,4 м²;
Запас площади поверхности теплообмена (З), %:
З = (69 – 18,4)/18,4 = 27,5% - удовлетворяет.
Далее строится схема теплопередачи с использованием уточненных
значений температур:
t
1
= q/α
1
= 7084 / 11660 = 0,61ºС;
t
ст.1
= 108,7 ºС – t
1
= 107,5 ºС;
t
2
= q/α
2
= 7084 / 117 = 60,5 ºС;
t
ст.2
= t
2
+ t
2
= 104,8 ºС;
где α
1
и α
2
– соответственно значения α
1,т
и α
2,т
или α
1,л
и α
2,л
. На схему
наносятся значения t
ст.1
, t
ст.2
,
1
,
2
, q.
20