Курсовой проект - Проектирование кожухотрубчатого теплообменного аппарата
Подождите немного. Документ загружается.
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
ТП 260501.3.235.08.ПЗ
Изм Лис
т
№
докумен.
Подпи
сь
Дат
а
Разраб.
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ
ЗАПИСКА
Литера Лист Листов
Пров.
2 25
МГТУ
Н.конт
р
Утв.
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.
ТП 260501.3.235.08.ПЗ
Лис
т
3
Изм Лис
т
№ докум. Подп. Дат
а
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 сре-
дами;
– 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.
ТП 260501.3.235.08.ПЗ
Лис
т
4
Изм Лис
т
№ докум. Подп. Дат
а
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.
ТП 260501.3.235.08.ПЗ
Лис
т
5
Изм Лис
т
№ докум. Подп. Дат
а
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.
ТП 260501.3.235.08.ПЗ
Лис
т
6
Изм Лис
т
№ докум. Подп. Дат
а
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
=
)/(
мб
мб
ttln
tt
,
Δt
cр
=
)5075(
)1090(
)5075()1090(
ln
= 47,3ºС.
Задаемся числом Рейнольдса для потока воды
ТП 260501.3.235.08.ПЗ
Лис
т
7
Изм Лис
т
№ докум. Подп. Дат
а
)1.1(
)2.1(
)3.1(
)4.1(
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 =
Red
G4
вв
,
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 =
230010802016,014,3
6,164
6
= 717.
Ориентировочно принимаем ([1], табл. 2.1) коэффициент
теплопередачи для воды при вынужденном движении
К = 1000 Вт/(м
2
∙К).
Требуемая поверхность теплообмена при принятом коэффициенте
теплопередачи
F
тр
= Q/(KΔt
cp
);
F
тр
= 2784/(1,0 ∙ 47) = 59,2 м
2
.
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 м
2
;
– площадь сечения одного хода по трубам F
тр
= 0,144 м
2
;
ТП 260501.3.235.08.ПЗ
Лис
т
8
Изм Лис
т
№ докум. Подп. Дат
а
)5.1(
)6.1(
– площадь самого узкого сечения потока в межтрубном
пространстве F
мт
= 0,069 м
2
.
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.
q
1
= q
ст
= q
2
.
Так как коэффициенты теплоотдачи α
1
и α
2
, 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 α
2
задаемся в первом приближении
Δ't
2
= 28 град.
Находим термодинамические критерии:
– Рейнольдса
Re =
)z/n(d
G4
вв
,
Re =
)1/717(10802016,0785,0
6,16
6
= 2298;
– Прандтля
Pr = с
в
μ
в
/λ
в
,
ТП 260501.3.235.08.ПЗ
Лис
т
9
Изм Лис
т
№ докум. Подп. Дат
а
q
1
q
ст
q
2
пар вода
t
п
t
ст1
t
ст2
t
в
δ
ст
α
1
α
2
)7.1(
)8.1(
где λ
в
– теплопроводность воды при средней температуре,
λ
в
= 0,618 Вт/(м∙К);
Pr = 4,2∙10
3
∙ 802∙10
–6
/0,618 = 5;
– Грасгофа
Gr = gd
в
3
ρ
в
2
βΔ't
2
/μ
в
2
,
где g – ускорение свободного падения, g = 10 м/с
2
;
ρ
в
– плотность воды при средней температуре, ρ
в
= 996 кг/м
3
;
β – коэффициент объемного расширения воды, β = 3,21∙10
–4
;
Gr = 10 ∙ 0,016
3
∙ 996
2
∙ 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
в
Nu/d
в
,
α'
2
= 0,618 ∙ 21/0,016 = 811 Вт/(м
2
∙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
м
2
∙К/Вт.
Термическое сопротивление загрязнений со стороны пара ([1], табл. 2.2)
r
зп
= 18∙10
–5
м
2
∙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
м
2
∙К/Вт.
Перепад температур на стенке из условия установившегося процесса
Δ't
ст
= α'
2
Δ't
2
Σ(δ/λ),
Δ't
ст
= 811 ∙ 28 ∙ 47∙10
–5
= 10,7ºC.
ТП 260501.3.235.08.ПЗ
Лис
т
10
Изм Лис
т
№ докум. Подп. Дат
а
)9.1(
)10.1(
)11.1(
)12.1(
)13.1(
Разность температур конденсирующегося пара и стенки со стороны пара
Δ't
1
= Δt
cp
– Δ't
2
– Δ't
ст
,
Δ't
1
= 47,3 – 28,0 – 10,7 = 8,6ºС.
Коэффициент теплоотдачи пара, конденсирующегося на пучке
горизонтально расположенных труб
α'
1
= аελ
к
3
22нк
2
к
''d
rg
t
,
где а – коэффициент, для горизонтальных труб
а = 0,645;
ε – коэффициент, при числе труб n > 100
ε = 0,6;
λ
к
– теплопроводность конденсата при температуре t
кп
,
λ
к
= 0,671 Вт/(м∙К);
ρ
к
– плотность конденсата при температуре t
кп
,
ρ
к
= 975 кг/м
3
;
r – удельная теплота конденсации при температуре t
кп
,
r = 2320 кДж/кг;
μ
к
– вязкость конденсата при температуре t
кп
,
μ
к
= 381∙10
–6
Па∙с;
α'
1
= 0,645 ∙ 0,6 ∙ 0,671∙
3
6
32
28811020,010381
10102320975
= 13068 Вт/(м
2
∙К).
Проверим правильность первого приближения по равенству удельных
тепловых нагрузок
q = αΔ't,
q'
1
= 13068 ∙ 8,6 = 112385 Вт/м
2
,
q'
2
= 811 ∙ 28 = 22708 Вт/м
2
.
Равенство удельных тепловых нагрузок не соблюдается:
q'
1
q'
2
.
Для второго приближения принимаем
Δ''t
2
= 33 град
ТП 260501.3.235.08.ПЗ
Лис
т
11
Изм Лис
т
№ докум. Подп. Дат
а
)14.1(
)15.1(
)16.1(