Расчет теплообменика

Автор работы: Пользователь скрыл имя, 06 Декабря 2013 в 00:38, курсовая работа

Описание работы

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

Содержание работы

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

Файлы: 1 файл

huy.doc

— 342.50 Кб (Скачать файл)

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 tпп, ºС, и давлением Р, МПа. Охлаждающая жидкость поступает в трубки с начальной температурой tн, ºС.

 

Исходные данные:

– вид пара                                                                            водяной;

– охлаждающая жидкость                                                  морская вода;

– производительность                                                         D = 1,2 кг/с;

– температура перегретого  пара                                       tпп = 90ºС;

– давление перегретого  пара                                              Р = 0,04 МПа;

– начальная температура  охлаждающей жидкости          tн = 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

tкп = 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:                                                

tк = 50ºС.

Из уравнения теплового  баланса находим расход охлаждающей воды

G = Q/[cв(tк – tн)],


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

G = 2784/[4,2∙(50 – 10)] = 16,6 кг/с.

Средняя температура охлаждающей воды

tв = 0,5(tк + tн),


tв = 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 = ,


Δt =

= 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;

dв – внутренний диаметр трубок, м;

μв – динамическая вязкость воды при средней температуре,

μв = 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

Fтр = Q/(KΔtcp);


Fтр = 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 Fтр = 0,144 м2;

– площадь самого узкого сечения потока в межтрубном

пространстве Fмт = 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 = qст = q2.

Так как коэффициенты теплоотдачи α1 и α2, определяющие интенсивность теплообмена между теплоносителями и стенкой, зависят от неизвестных нам температур стенки tcт1 и tcт2, 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 = свμвв,


где  λв – теплопроводность воды при средней температуре,

λв = 0,618 Вт/(м∙К);

Pr = 4,2∙103 ∙ 802∙10–6/0,618 = 5;

– Грасгофа

Gr = gdв3ρв2βΔ't2в2,


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

ρв – плотность воды при средней температуре, ρв = 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 = λвNu/dв,


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

Коэффициент теплопроводности материала труб (нержавеющей стали)

λст = 17,5 Вт/(м∙К).

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

rзв = 18∙10–5 м2∙К/Вт.

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

rзп = 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/λст + rзв + rзп,


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'tст = α'2Δ't2Σ(δ/λ),


Δ'tст = 811 ∙ 28 ∙ 47∙10–5 = 10,7ºC.

Разность температур конденсирующегося пара и стенки со стороны пара

Δ't1 = Δtcp – Δ't2 – Δ'tст,


Δ't1 = 47,3 – 28,0 – 10,7 = 8,6ºС.

Коэффициент теплоотдачи  пара, конденсирующегося на пучке  горизонтально расположенных труб

α'1 = аελк ,


где  а – коэффициент, для горизонтальных труб

Информация о работе Расчет теплообменика