Расчет теплообменика

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/м³;

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∙

= 13068 Вт/(м²∙К).

Проверим правильность первого приближения по равенству удельных тепловых нагрузок

q = αΔ't,

q'₁ = 13068 ∙ 8,6 = 112385 Вт/м²,

q'₂ = 811 ∙ 28 = 22708 Вт/м².

Равенство удельных тепловых нагрузок не соблюдается:

q'₁ ¹ q'₂.

Для второго приближения  принимаем 

Δ''t₂ = 33 град

и повторяем расчет по тем же формулам:

Re = 2298;

Pr = 5;

Gr = 10 ∙ 0,016³ ∙ 996² ∙ 3,21∙10^–4 ∙ 33/(802∙10^–6)² = 669189;

Nu = 0,74∙(2298 ∙ 5)^0,2∙(669189 ∙ 5)^0,1 = 22;

α''₂ = 0,618 ∙ 22/0,016 = 850 Вт/(м²∙К);

Δ''t_ст = 850 ∙ 33 ∙ 47∙10^–5 = 13,2ºС;

Δ''t₁ = 47,3 – 33 – 13,2 = 1,1ºС;

α''₁ = 0,645 ∙ 0,6 ∙ 0,671∙

= 12180 Вт/(м²∙К);

q''₁ = 12180 ∙ 0,8 = 13398 Вт/м²;

q''₂ = 850 ∙ 33 = 28050 Вт/м²;

q''₁ ¹ q''₂.

Для расчета в третьем  приближении строим графическую  зависимость (рисунок 2) удельной тепловой нагрузки q от разности температур Δt₂ между стенкой и охлаждающей водой.

Рисунок 2 Графическая зависимость q = f(Δt₂)

 

Пересечение двух прямых дает примерное значение той разности температур Δt₂, при которой возможно равенство q₁ = q₂. Так как действительные зависимости q = f(Δt) не являются прямолинейными, для «истинной» разности температур Δt_2и, взятой с графика, проводим третий расчет, аналогичный первым двум.

Для третьего приближения принимаем

Δt₂ = 32,2ºС;

Re = 2298;

Pr = 5;

Gr = 10 ∙ 0,016³ ∙ 996² ∙ 3,21∙10^–4 ∙ 32,2/(802∙10^–6)² = 652966;

Nu = 0,74∙(2298 ∙ 5)^0,2∙(652966 ∙ 5)^0,1 = 22;

α₂ = 0,618 ∙ 22/0,016 = 850 Вт/(м²∙К);

Δt_ст = 850 ∙ 32,2 ∙ 47∙10^–5 = 12,9ºС;

Δt₁ = 47,3 – 32,2 – 12,9 = 2,2ºС;

α₁ = 0,645 ∙ 0,6 ∙ 0,671∙

= 12280 Вт/(м²∙К);

q₁ = 12280 ∙ 2,2 = 27016 Вт/м²;

q₂ = 850 ∙ 32,2 = 27370 Вт/м²;

q₁ ¹ q₂.

Определим величину расхождения  между тепловыми нагрузками

Δ_q = 100∙(q₁ – q₂)/q₁,

Δ_q = 100∙(27016 – 27370)/27016 = –1,3% < ±5%.

Расчет коэффициентов α₁ и α₂ заканчиваем.

Коэффициент теплопередачи

К = 1/(1/α₁ + Σ(δ/λ) + 1/α₂),

К = 1/(1/12376 + 47∙10^–5 + 1/850) = 579 Вт/(м²∙К).

Требуемая поверхность  охлаждения

F = Q/(KΔt_ср),

F = 2784∙10³/(579 ∙ 47,3) = 102 м².

Окончательно выбираем ([1], табл. 2.3) стандартный теплообменник:

– размер труб   20 × 2 мм;

– диаметр кожуха                            D = 800 мм;

– число ходов           z = 6;

– общее число труб                       n = 618;

– длина труб                                        L = 3,0 м;

– поверхность теплообмена                            F = 116 м²;

– площадь сечения  одного хода по трубам F_тр = 0,020 м²;

– площадь самого узкого сечения в межтрубном

пространстве    F_мт = 0,065 м²;

При этом запас поверхности теплообмена

ΔF = 100∙(116 – 102)/102 = 14%.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2  ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ  РАСЧЕТ  КОЖУХОТРУБЧАТОГО  АППАРАТА

 

Гидравлическое сопротивление  обусловлено сопротивлением трения и местными сопротивлениями, возникающими при изменениях скорости потока. Потери давления ΔР на преодоление сопротивления трения и местных сопротивлений в трубопроводах определяются по формуле:

∆Р = 0,5(λL/d_э + Σξ)ρω²,

где  λ – коэффициент  потерь на трение;

L и d_э – длина и эквивалентный диаметр трубопровода, м;

Σξ – сумма коэффициентов местных сопротивлений.

При ламинарном режиме (Re < 2300) шероховатость практически не влияет на коэффициент трения:

λ = 64/Re,

λ = 64/2298 = 0,028.

Скорость охлаждающей  воды в трубках

ω_тр = ,

ω_тр =

= 0,81 м/с.

Скорость воды в штуцерах

ω_вш = ,

где  d_вш – диаметр штуцера в распредколлекторе ([1], табл. 2.5), 

d_вш = 0,25 м;

ω_вш =

= 0,34 м/с.

В трубном пространстве имеют место следующие местные  сопротивления:

– входная и выходная камеры (ξ₁ = 1,5);

– поворот между ходами (ξ₂ = 2,5);

– вход в трубы и выход из них (ξ₃ = 1,0).

Гидравлическое сопротивление трубного пространства

ΔР_тр = λ(Lz/d)(ω_тр²ρ_в/2) + 2ξ₁(ω_вш²ρ_в/2) + [ξ₂(z – 1) + 2ξ₃z](ω_тр²ρ_в/2),

ΔР_тр = 0,028∙(3 ∙ 6/0,016)∙(0,81² ∙ 996/2) + 2 ∙ 1,5∙(0,34² ∙ 996/2) +

+ [2,5∙(6 – 1) + 2 ∙ 1 ∙ 6]∙(0,81² ∙ 996/2) = 18470 Па.

Скорость пара в штуцере  на входе в межтрубное пространство

ω_пш = ,

где  d_пш – диаметр штуцера на входе в межтрубное пространство ([1], табл. 2.5),

d_пш = 0,25 м;

ρ_п – плотность насыщенного пара при заданном давлении Р,

ρ_п = 0,25 кг/м³;

ω_пш =

= 97,83 м/с.

Скорость конденсата в штуцере на выходе из межтрубного  пространства

ω_кш = ,

где  d_мш – диаметр штуцера на выходе из межтрубного пространства ([1], табл. 2.5),

d_мш = 0,25 м;

ρ_к – плотность конденсата при температуре t_кп,

ρ_к = 975 кг/м³;

ω_кш =

= 0,03 м/с.

Скорость конденсата в наиболее узком сечении межтрубного пространства

ω_мтр = D/(F_мтρ_к),

ω_мтр = 1,2/(0,065 ∙ 975) = 0,02 м/с.

 

 

 

Число Рейнольдса при  течении пара в межтрубном пространстве

Re_мтр = Dd_н/(F_мтμ_к),

где  μ_к – вязкость конденсата при температуре t_кп,

μ_к = 381∙10^–6 Па∙с;

Re_мтр = 1,2 ∙ 0,020/(0,065 ∙ 381∙10^–6) = 969.

Число рядов труб, омываемых  конденсатом в межтрубном пространстве (округляем до целого числа в большую сторону)

m = ,

m =

= 18.

Число сегментных перегородок  при принятых размерах теплообменника ([1], табл. 2.6)

Х = 6.

В межтрубном пространстве имеют место следующие местные  сопротивления:

– вход пара и выход  конденсата через штуцера (ξ₁ = 1,5);

– повороты через сегментные перегородки (ξ₂ = 1,5);

– сопротивления трубного пучка при его поперечном омывании ξ₃:

ξ₃ = 3m/Re_мтр^0,2,

ξ₃ = 3 ∙ 18/969^0,2 = 13,6.

В межтрубном пространстве теплообменника потери на преодоление  сопротивлений трения малы по сравнению с потерями на преодоление местных сопротивлений, поэтому они не учитываются.

Гидравлическое сопротивление межтрубного пространства

ΔР_мтр = ξ₁(ω_пш²ρ_п/2) + ξ₁(ω_кш²ρ_к/2) + ξ₂Х(ω_мтр²ρ_к/2) + ξ₃(Х – 1)(ω_мтр²ρ_к/2),

ΔР_мтр = 1,5∙(97,83² ∙ 0,25/2) + 1,5∙(0,03² ∙ 975/2) + 1,5 ∙ 6∙(0,02² ∙ 975/2) +

+ 13,6∙(6 – 1)∙(0,02² ∙ 975/2) = 1810 Па.

Для обеспечения заданной производительности по конденсации пара его давление перед входом в теплообменник должно быть не менее

Р_п.тр = Р + Р_мтр,

Р_п.тр = 0,04∙10⁶ + 1810 = 41810 Па.

Для обеспечения заданной производительности по конденсации  пара давление охлаждающей воды перед входом в теплообменник должно быть не менее

Р_в.тр = ΔР_тр = 18470 Па.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3  ОПРЕДЕЛЕНИЕ  ТОЛЩИНЫ   ТЕПЛОВОЙ  ИЗОЛЯЦИИ

 

Для уменьшения тепловых потерь, создания необходимых условий  безопасной работы обслуживающего персонала и защите поверхности от коррозии наружная поверхность теплообменника покрывается слоем изоляции.

Толщина изоляции должна быть такой, чтобы температура на её поверхности была не более 40÷50ºС.

Толщину тепловой изоляции находим из равенства удельных тепловых потоков через слой изоляции и от поверхности изоляции в окружающую среду.

Выбираем в качестве материала для тепловой изоляции совелит, имеющий коэффициент теплопроводности

λ_и = 0,1 Вт/(м·К).

Ввиду незначительного  термического сопротивления стенки аппарата по сравнению с термическим сопротивлением изоляции, температуру изоляции со стороны теплообменника t_ст1 принимаем равной температуре перегретого пара в межтрубном пространстве

t_ст1 = t_пп = 90ºС.

Температура окружающей среды (воздуха)

t_в = 20ºС.

Температуру изоляции со стороны окружающей среды (воздуха) принимаем

t_ст2 = 30ºС.

Коэффициент теплоотдачи  от внешней поверхности изоляционного  материала в окружающую среду

α_в = 9,3 + 0,058t_ст2,

α_в = 9,3 + 0,058 ∙ 30 = 11,0 Вт/(м²·К).

Удельные тепловые потери в окружающую среду

q_п = α_в(t_ст2 – t_в),

q_п = 11,0∙(30 – 20) = 110,0 Вт/м².

Толщина тепловой изоляции

δ_и = ,

δ_и =

= 0,055 м = 55 мм.

Принимаем толщину изоляции теплообменника

δ_и = 56 мм.

Тепловые потери в окружающую среду

Q_п = π(D + 2δ_и)Lq_п,

Q_п = 3,14∙(0,8 + 2 ∙ 0,056)∙3 ∙ 110 = 945 Вт.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4  МЕХАНИЧЕСКИЙ  РАСЧЕТ  КОЖУХОТРУБЧАТОГО  АППАРАТА

 

Толщина стенки корпуса воздухоохладителя

δ_с = РD/(2[σ]φ) + с,

где  Р – внутреннее давление в корпусе, Р = 0,04 МПа;

D – диаметр корпуса аппарата, D = 0,8 м;

[σ] – допускаемое напряжение, для стали Х18Н10Т  [σ] = 140 МПа;

φ – коэффициент прочности сварного шва, φ = 0,8;

с – прибавка на коррозию, овальность и т.д., с = 0,001;

δ_с = 0,04 ∙ 0,8/(2 ∙ 140 ∙ 0,8) + 0,001 = 0,0011 м.

Принимаем толщину стенки корпуса равной:

δ_с = 2 мм.

Толщина эллиптической крышки

δ_к = DR/(2[σ]φ – 0,5Р) + с,

где  R – радиус кривизны в вершине днища,

R = 0,25D_в²/h, ;

D_в – внутренний диаметр корпуса,

D_в = D – 2δ_с,

D_в = 0,8 – 2 ∙ 0,002 = 0,796 м;

h – высота выпуклой части наружной поверхности крышки,

h = 0,2D_в,

h = 0,2 ∙ 0,796 = 0,159 м;

R = 0,25 ∙ 0,796²/0,159 = 0,996 м;

δ_к = 0,8 ∙ 0,996/(2 ∙ 140 ∙ 0,8 – 0,5 ∙ 0,04) + 0,001 = 0,0046 м.

Принимаем толщину эллиптической  крышки равной:

δ_к = 5 мм.

Общая сила нормального  давления на прокладку

N = π(D² – D_в²)σ_у/4,

где  σ_у – удельное давление на прокладку, для резины σ_у = 3,5 МПа;

N = 0,785∙(0,8² – 0,796²)∙3,5 = 0,018 МН.

Усилие, отрывающее крышку от фланца,

Q = PF_кр,