Кожухотрубный теплообменник

Введение

 

Практически во всех современных аппаратах  химической и пищевой технологии используются процессы теплообмена. Постоянное наращивание единичных мощностей и расширение производства обусловливают существенную экономию дорогостоящих и дефицитных конструкционных материалов, идущих на изготовление теплообменной аппаратуры, поскольку капиталовложения, приходящиеся на аппаратуру, на отечественном предприятии достигают 40 % от стоимости всего технологического оборудования.

Теплообменные аппараты в зависимости от процесса передачи теплоты от одной среды к другой делятся на смесительные и поверхностные. В смесительных аппаратах теплообмен осуществляется путем перемешивания горячих и холодных жидких или газообразных веществ, в поверхностных – между твердой стенкой и омывающим теплоносителем. Процесс теплообмена может протекать в однофазной среде или при изменении агрегатного состояния теплоносителя.

Поверхностные аппараты делятся на рекуперативные и регенеративные. В  рекуперативных тепло передается от горячего теплоносителя к холодному через твердую стенку, в регенеративных та же поверхность периодически омывается то горячей то холодной жидкостью или газом.

В современных технологических  установках различных химических и  пищевых производств превалирующую роль играют стационарные процессы конвективного теплопереноса [1].

 

 

1 Тепловой расчёт теплообменника

 

Из основного уравнения теплопередачи определяем площадь подогревателя

     (1.1)

где F – площадь теплопередающей  поверхности, м²;

      Q – тепловая нагрузка аппарата, Вт;

       k – коэффициент  теплопередачи, Вт/ (м^{2 .} К);

      - средний температурный напор, К,

 

1.1 Определение тепловой нагрузки аппарата

 

Для обогрева теплообменных аппаратов  в качестве горячих теплоносителей в пищевой и химической промышленности используют водяной пар, пары органических веществ и жидких теплоносителей.

Неизвестные расходы или температура  теплоносителей, а также потери теплоты в окружающую среду определяют из уравнения теплового баланса

   (1.2)

где Q_I – количество теплоты, необходимое для конденсации пара, Вт,

      Q_II – количество теплоты, необходимое для охлаждения конденсата, Вт,

       D – расход пара, кг/с;

       r – скрытая теплота конденсации пара, Дж/кг;

      с - средняя удельная теплоемкость конденсата, Дж/(кг^.К);

     Θ – разность температур, на которую охлаждается конденсат,  К

При р=0,1 МПа r=2260 кДж/кг, Т_н=100 ^оС

 

1.2. Определение расхода охлаждающей воды

 

Расход охлаждающей воды определим из уравнения 1.3 [1, с.11]

    (1.3)

где G_в и C_в – массовый расход и средняя удельная теплоемкость холодного теплоносителя (воды), кг/с и Дж/(кг^.К);

        t_к, t_н – конечная и начальная температура воды, К;

        x=1,03 – 1,05 - коэффициент, учитывающий потери теплоты в окружающую среду.

Средняя температура воды

   (1.4)

Этому значению температуры воды соответствует

Из формулы (1.3) следует, что

 

1.3 Определение температурного режима процесса

 

Цель расчета – определение средней разности температур и t_срII теплоносителей.

Для этого нужно установить характер изменения температур теплоносителей и выбрать схему их движения с учетом обеспечения наибольшей средней разности температур, наилучшего использования теплоты рабочих сред и создания наиболее благоприятных условий теплопередачи.

Определим температуру охлаждающей  воды, до которой она нагревается  при конденсации пара.

Для определения среднего температурного напора в случае прямотока и противотока рекомендуется следующая схема расчета

1) для I секции (конденсация пара)

 

T₁=100 ^оС                 пар                      Т₂=100 ^оС              (1.5)

 

t₁ =37 ^оС                   вода                      t₂ =18,6 ^оС

 

Поскольку отношение  <2, применяем для расчета среднего температурного напора следующую формулу

Определяем средние температуры  теплоносителей:

Средняя температура  пара

     (1.6)

Средняя температура воды

     (1.7)

2) для II секции (охлаждение конденсата)

 

T₁=100 ^оС               конденсат             Т₂=83 ^оС          

 

t₁ =18,6 ^оС                   вода                      t₂ =18 ^оС

 

Поскольку отношение  <2, применяем для расчета среднего температурного напора следующую формулу

Определяем средние температуры  теплоносителей:

Средняя температура охлаждающей воды

Средняя температура конденсата

 

1.4 Выбор теплофизических характеристик теплоносителей

 

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

 

Таблица 1 – Теплофизические свойства теплоносителей

Пространство и процесс		Физические величины	Обозначение	Числовые значения	Ссылка на источник
1		2	3	4	5
I секция	Межтрубное пространство, конденсация пара	Средняя температура, оС	tср1	100	[1, Приложение А]
		Плотность кг/м3	ρ1	958
		Удельная теплоемкость,	c1	4230
		Теплопроводность,	λ1	0,683
		Динамическая вязкость,	μ1	282∙10-6
		Кинематическая вязкость, м2/с	ν1	0,295∙10-6
		Число Прандтля	Рr1	1,75
	Трубное пространство, нагревание воды	Средняя температура теплоносителя, оС	tср2	27,7
		Плотность, кг/м3	ρ2	996,46
		Удельная теплоемкость,	c2	4182,3
		Теплопроводность,	λ2	0,6136
		Динамическая вязкость,	μ2	849,1∙10-6
		Кинематическая вязкость, м2/с	ν2	0,856∙10-6
		Число Прандтля	Рr2	5,79
Продолжение табл. 1
II секция	Межтрубное пространство, охлаждение конденсата	Средняя температура, оС	tср1	91,5	[1, Приложение А]
		Плотность кг/м3	ρ1	963,95
		Удельная теплоемкость,	c1	4196
		Теплопроводность,	λ1	0,6805
		Динамическая вязкость,	μ1	310,1∙10-6
		Кинематическая вязкость, м2/с	ν1	0,3214∙10-6
		Число Прандтля	Рr1	1,92
	Трубное пространство, нагревание воды	Средняя температура теплоносителя, оС	tср2	18,3
		Плотность, кг/м3	ρ2	998,34
		Удельная теплоемкость,	c2	4190
		Теплопроводность,	λ2	0,5949
		Динамическая вязкость,	μ2	1052,7∙10-6
		Кинематическая вязкость, м2/с	ν2	1,061∙10-6
		Число Прандтля	Рr2	7,45

 

 

1.5 Ориентировочный расчет площади поверхности аппарата.

 

Для ориентировочного расчета площади  поверхности аппарата принимаем ориентировочный коэффициент теплопередачи для I секции К=1000 Вт/(м^2.К) и для II секции К=1000 Вт/(м^2.К).

Ориентировочную площадь поверхности  аппарата рассчитываем по формуле

   (1.8)

где Q – тепловая нагрузка аппарата, Вт;

       К – принятый  коэффициент теплопередачи, Вт/ (м^2.К);

      - средний температурный напор, ^о С.

Для обеспечения высокой интенсивности  теплообмена со стороны конденсата необходимо обеспечить турбулентный режим движения и скорость течения воды в трубах аппарата w_х » 1,0 м/с [2, с. 13].

Для изготовления теплообменника выберем  трубы стальные, бесшовные диаметром Æ25×2 мм.

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

V= ,     (1.9)

где м³/с – объемный расход воды;

d_вн=0,021 м – внутренний диаметр теплообменных труб;

n – число труб в аппарате, шт.;

w₂ =1,0 м/с – скорость движения воды в трубах.

Из уравнения (1.9)

Такому числу труб в одном  ходе и площади поверхности аппарата по ГОСТ 15122-79 наиболее полно отвечает одноходовой теплообменник диаметром 800 мм, с числом труб 465, длинной теплообменных труб 4000 мм и площадью поверхности .

Проверим скорость движения воды в  трубах аппарата.

Скорость жидкости в одной трубке

     (1.10)

где f_x – площадь сечения трубок в ходе, м².

    (1.11)

где d_вн – внутренний диаметр труб теплообменника, м;

       n – среднее число труб в ходе.

.

.

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

Так как теплоносители (конденсат  водяного пара и вода) не являются агрессивными, то для изготовления основных узлов и деталей (ГОСТ 15120-79) выбираем материалы по группе материального исполнения М1: кожух – В Ст3ст5 ГОСТ 14637-79; крышки – В Ст3ст5 ГОСТ 14637-79; трубы – сталь 10 ГОСТ 8733-87.

Коэффициент теплопроводности стали  [2]:

 

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) I зона

Критерий Рейнольдса для воды:

Определим критерий Прандтля для  воды:

Критерий Нуссельта для воды:

   (1.12)

Коэффициент примем равным 1, полагая, что . Ввиду того, что температуры стенок со стороны водяного пара и воды пока неизвестны, примем сомножитель равным единице:

Коэффициент теплоотдачи от воды к стенке:

Коэффициент теплоотдачи от конденсирующего  пара к стенкам трубок для вертикальных трубок определяем по формуле [1,3,4].

    (1.13)

где r - плотность, кг/м³;

       l - коэффициент теплопроводности, Вт/(м^.К);

       n – общее количество  труб в одном аппарате, шт., n=465;

       m - коэффициент динамической вязкости, Па^.с;

       D_пара - массовый расход пара, кг/с.

Термическое сопротивление стенки и загрязнений:

Коэффициент теплопередачи:

Удельная тепловая нагрузка:

Расчетная площадь поверхности теплопередачи:

1) II зона

Критерий Рейнольдса для воды:

Определим критерий Прандтля для  воды:

Критерий Нуссельта для воды:

Коэффициент примем равным 1, полагая, что . Ввиду того, что температуры стенок со стороны водяного пара и воды пока неизвестны, примем сомножитель равным единице:

Коэффициент теплоотдачи от воды к  стенке:

Определяющим межтрубным размером является эквивалентный диаметр межтрубного пространства:

,

где n – число трубок в пучке.

Скорость движения конденсата по трубам определим по расходу

Критерий  Рейнольдса для конденсата:

Определим критерий Прандтля для конденсата:

Критерий  Нуссельта для конденсата:

где C=1,16 - коэффициент, учитывающий отсутствие поперечных (сегментных) перегородок в межтрубном пространстве.

Коэффициент теплоотдачи от конденсата к стенке:

Термическое сопротивление стенки и загрязнений:

Коэффициент теплопередачи:

Удельная тепловая нагрузка:

Расчетная площадь поверхности теплопередачи:

Площадь выбранного теплообменника немного больше необходимой, но для выполнения уточненного расчета оставим длину труб ранее выбранного в ориентировочном расчете аппарата 4 м.