- •Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение
- •Глава 1. Теоретическая часть
- •Глава 2. Расчет кожухотрубчатого теплообменника Вариант 14
- •2.1. Расчет гидравлического сопротивления
- •2.2. Выбор оптимального нормализованного теплообменного аппарата
- •2.3. Проверочный расчет теплообменного аппарата 4к
- •Заключение
- •Список использованной литературы
Глава 1. Теоретическая часть
Кожухотрубчатые теплообменные аппараты
Кожухотрубчатые теплообменные аппараты могут использоваться в качестве теплообменников, холодильников, конденсаторов и испарителей.
Теплообменники предназначены для нагрева и охлаждения, а холодильники- для охлаждения (водой или другим нетоксичным, непожаро- и невзрывоопасным хладоагентом) жидких и газообразных сред. В соответствии с ГОСТ 15122-79 и ГОСТ 15120-79 кожухотрубчатые теплообменники и холодильники могут быть двух типов: Н- с неподвижными трубными решетками и К- с линзовым компенсатором неодинаковых температурных удлинений кожуха и труб. Наибольшая допускаемая разность температур кожуха и труб для аппаратов типа Н может составлять 20-60 град., в зависимости от материала кожуха и труб, давления в кожухе и диаметра аппарата.
Теплообменники и холодильники могут устанавливаться горизонтально или вертикально, могут быть одно-, двух-, четырех- и шестиходовыми по трубному пространству. Трубы, кожух и другие элементы конструкции могут быть изготовлены из углеродистой или нержавеющей стали, а трубы холодильников- также и из латуни. Распределительные камеры и крышки холодильного оборудования выполняют из углеродистой стали.
Кожухотрубчатые конденсаторы предназначены для конденсации паров в межтрубном пространстве, а также для подогрева жидкостей и газов за счет теплоты конденсации пара. Они могут быть с неподвижной трубной решеткой или с температурном компенсатором на кожухе, вертикальные или горизонтальные. В соответствии с ГОСТ 15121-79, конденсаторы могут быть двух-, четырех и шестиходовыми по трубному пространству. От холодильников они отличаются большим диаметром штуцера для подвода пара в межтрубном пространстве.
Кожухотрубчатые конденсаторы с плавающей головкой (ГОСТ 14247-79) отличаются от аналогичных теплообменников большим диаметром штуцера для подвода пара в межтрубное пространство. Допустимое давление охлаждающей среды в трубах до 1,0 Мпа, в межтрубном пространстве- от 1,0 до 2,5 Мпа. Эти аппараты могут быть двух-, четырех- и шестиходовыми по трубному пространству. Диаметр кожуха от 600 до 1400 мм, высота труб 6,0 м.
Кожухотрубчатые испарители с трубными пучками U- образных труб или с плавающей головкой имеют паровое пространство над кипящей в кожухе жидкостью. В этих аппаратах , всегда расположенных горизонтально, горячей теплоноситель (в качестве которого могут быть использованы газы, жидкости или пар) движется по трубам. Согласно ГОСТ 14248-79, кожухотрубчатые испарители могут быть с коническим днищем диаметром 800-1600 мм и с эллиптическим днищем диаметром 2400-2800 мм. Последние могут иметь два или три трубных пучка. Допустимые давления в трубах составляют 1,6-4,0 Мпа, в кожухе- 1,0-2,5 Мпа при рабочих температурах от -30 до 450 С. т.е. выше, чем для испарителей с линзовым компенсатором. Испарители с паровым пространством изготавливают только двухходовыми, из труб длиной 6,0 м, диаметром 25х2 мм.
Глава 2. Расчет кожухотрубчатого теплообменника Вариант 14
Рассчитать и подобрать нормализованный кожухотрубчатый теплообменник для теплообмена между двумя водно-органическими растворами. Горячий раствор в количестве G1=20,0 кг/с охлаждается от t1н—112,5 °С до t1к = 40°С. Начальная температура холодного раствора (G2 = 35,8 кг/с) равна t2н = 20оС. Оба раствора - коррозионно-активные жидкости с физико-химическими свойствами, близкими к свойствам воды. Горячая жидкость при средней температуре t1=76,3°С имеет следующие физико-химические характеристики: ρ1 =986 кг/м3; λ1=0,662 Вт/(м-К); µ1= 0.00054 Па-с: c1=4190 Дж/(кг-К).
Решение
1) Определение тепловой нагрузки (Q):
Q = *() (1)
Q= 20*4190*(112,5-40)=6075500 Вт,
где G - массовый расход теплоносителя; c - средняя массовая теплоемкость; tн – начальная температура; tк – конечная температура.
2) Определение конечной температуры холодного раствора из уравнения теплового баланса:
t2k = t2н+Q/(G2*c2) (2)
t2к=20+6075500/(35,8*4180)=60,6 0С,
где 4180 Дж/(кг-К) - теплоемкость с2 холодного раствора при его средней температуре t2 = 30°С. Остальные физико-химические свойства холодной жидкости при этой температуре: ρ2=996 кг/м3; t2 =0,618 Вт/(м*К); ρ2 = 0,000804 Па*с.
3) Определение среднелогарифмической разности температур:
∆tср.лог.=[(112,5-40)-(60,6-20)]/ln(72,5/40,6)=55,09 град. (3)
4) Ориентировочный выбор теплообменника. Примем ориентировочное значение Re,op=15 000, что соответствует развитому турбулентному режиму течения в трубах. Очевидно, такой режим возможен в теплообменнике, у которого число труб, приходящееся на один ход, равно (4):
для труб dн=20х2 мм
для труб dн=25х2 мм
Re1op=15000
где n - число труб; число параллельных потоков; z - число ходов в кожухотрубчатых теплообменниках; d — внутренний диаметр теплообменных труб; Reор – ориентировочный критерий Рейнольдса; µ - динамическая вязкость;
Поскольку в данном примере свойства теплоносителей мало отличаются от свойств воды, примем минимальное ориентировочное значение коэффициента теплопередачи, соответствующее турбулентному течению: Кор=800 Вт/(м2*К). При этом ориентировочное значение поверхности теплообмена составит:
Fop = Q/(∆tср.лог.*Кор) (5)
Fop=6075500/(55,09*800)=137,85 м2,
где Кор — ориентировочный коэффициент теплопередачи (Кор=800 Вт/(м2*К))
В многоходовых теплообменниках средняя движущая сила несколько меньше, чем в одноходовых, вследствие возникновения смешанного взаимного направления движения теплоносителей. Поправку для среднелогарифмической разности температур определим по уравнению.
Тепловая эффективность: P = (6)
P=
R =(7)
R=
η =(8)
ƞ=
Толщина теплопередающей поверхности: δ = (9)
δ=
Для параллельно-смешанного тока теплоносителей с одним ходом в межтрубном пространстве и двумя ходами по трубам имеем:
ε∆t = (10)
ε∆t=
Разность температур стенкн и теплоносителя:
∆tср = ∆tср.лог.*ε∆t (11)
∆tср=55,09*0,98=53,99 град.
С учетом поправки ориентировочная поверхность составит:
Fop = Q/(∆tср*Кор) (12)
Fop=6075500/(53,99*800)=140,66 м2
Теперь целесообразно провести уточненный расчет следующих вариантов
1К: D=600 мм, dн=25х2 мм, z=4, n/z=51,5
2К: D=600 мм, dн=20х2 мм, z=6, n/z=52,7
3К: D=800 мм, dн=25х2 мм, z=6, n/z=64
4К: D=800 мм, dн=20х2 мм, z=6, n/z=103
5) Уточненный расчет поверхности теплопередачи
Вариант 1К
Критерий Рейнольдса:
Re1 =(13)
Re1=
Критерий Прандтля:
Pr1 =(14)
Pr1=
где λ - теплопроводность;
Коэффициент теплоотдачи к жидкости, движущейся по трубам турбулентно, равен:
α1=*0,023*(43627,64)0,8*(3,42)0,4=6104,71 Вт/(м2/К) (15)
Площадь сечения потока в межтрубном пространстве между перегородками Sмтр = 0,045 м2, тогда
Re2=35,8*0,025/(0,045*0,000804)=24792,24
Pr2=5,44
Коэффициент теплоотдачи к жидкости, движущейся в межтрубном пространстве, составит:
α1=*0,24*(24792,24)0,6*(5,44)0,36=4727,69 Вт/(м2/К)
Оба теплоносителя - малоконцентрированные водные растворы; поэтому примем термические сопротивления загрязнений одинаковыми, равными r31=r32=1/2900 м2*К/Вт. Повышенная коррозионная активность этих жидкостей диктует выбор нержавеющей стали в качестве материала труб. Теплопроводность нержавеющей стали примем равной λст=17,5 Вт/(м*К). Сумма термических сопротивлений стенки и загрязнений равна:
0,002/17,5+1/2900+1/2900=0,000804 м2*К/Вт (16)
Коэффициент теплопередачи равен:
К=1/(1/6104,71+1/4727,69+0,000804)=847,9 Вт/(м2/К) (17)
Требуемая поверхность составит:
F = Q/(∆tср*К) м2 (18)
F=6075500/(53,99*847,9)=132,7 м2
Из выбранного ряда подходит теплообменник с трубами длиной 6,0 м и номинальной поверхностью F1k = 97м2.
∆=(97-132,7) м2
Вариант 2К
Критерий Рейнольдса (по форм.13):
Re1=
Критерий Прандтля (по форм.14):
Pr1=
Коэффициент теплоотдачи к жидкости, движущейся по трубам турбулентно, равен (по форм.15):
α1=*0,023*(55955,79)0,8*(3,42)0,4=9811,9 Вт/(м2/К)
Площадь сечения потока в межтрубном пространстве между перегородками Sмтр = 0,048 м2, тогда
Re2=35,8*0,02/(0,048*0,000804)=18597,4
Pr2=5,44
Коэффициент теплоотдачи к жидкости, движущейся по трубам турбулентно, равен (15) :
α1=*0,24*(18597,4)0,6*(5,44)0,36=4973,49 Вт/(м2/К)
Сумма термических сопротивлений стенки и загрязнений равна (по форм.19):
0,002/17,5+1/2900+1/2900=0,000804 м2*К/Вт
Коэффициент теплопередачи равен (по форм.20):
К=1/(1/9811,9+1/4724973,49+0,000804)=909,1 Вт/(м2/К)
Требуемая поверхность составит (18):
F=6075500/(53,99*909,1)=123,78 м2
Из выбранного ряда подходит теплообменник с трубами длиной 6,0 м и номинальной поверхностью F2k=119м2.
∆=(119-123,78) м2
Вариант 3К
Критерий Рейнольдса (по форм.13):
Re1=
Критерий Прандтля (по форм.14):
Pr1=
Коэффициент теплоотдачи к жидкости, движущейся по трубам турбулентно, равен (по форм.15):
α1=*0,023*(35087,72)0,8*(3,42)0,4=4525,74 Вт/(м2/К)
Площадь сечения потока в межтрубном пространстве между перегородками Sмтр = 0,07 м2, тогда
Re2=35,8*0,025/(0,07*0,000804)=15925,27
Pr2=5,44
Коэффициент теплоотдачи к жидкости, движущейся по трубам турбулентно, равен (по форм.18):
α1=*0,24*(15925,27)0,6*(5,44)0,36=3625,18 Вт/(м2/К)
Сумма термических сопротивлений стенки и загрязнений равна (по форм.19):
0,002/17,5+1/2900+1/2900=0,000804 м2*К/Вт
Коэффициент теплопередачи равен :
К=1/(1/4525,74+1/3625,18+0,000804)=766,87 Вт/(м2/К)
Требуемая поверхность составит (18):
F=6075500/(53,99*766,87)=146,74 м2
Из выбранного ряда подходит теплообменник с трубами длиной 6,0 м и номинальной поверхностью F3k=181м2. При этом запас
∆=(181-146,74)*100/146,74=23,3%
Для данного теплообменника сопоставляются следующие характеристики: М=5360 кг; dн=25х2 мм; l=6 м
Вариант 4К
Критерий Рейнольдса (по форм.13):
Re1=
Критерий Прандтля (по форм.14):
Pr1=
Коэффициент теплоотдачи к жидкости, движущейся по трубам турбулентно, равен(по форм.15) :
α1=*0,023*(28673,8)0,8*(3,42)0,4=5747,9 Вт/(м2/К)
Площадь сечения потока в межтрубном пространстве между перегородками Sмтр = 0,07 м2, тогда
Re2=35,8*0,02/(0,048*0,000804)=12740,21
Pr2=5,44
Коэффициент теплоотдачи к жидкости, движущейся по трубам турбулентно, равен (по форм.18) :
α1=*0,24*(12740,21)0,6*(5,44)0,36=3963,59 Вт/(м2/К)
Сумма термических сопротивлений стенки и загрязнений равна(по форм.19) :
0,002/17,5+1/2900+1/2900=0,000804 м2*К/Вт
Коэффициент теплопередачи равен(по форм.20) :
К=1/(1/5747,9+1/3963,59+0,000804)=814,3 Вт/(м2/К)
Требуемая поверхность составит (по форм.21):
F=6075500/(53,99*814,3)=138,19 м2
Из выбранного ряда подходит теплообменник с трубами длиной 6,0 м и номинальной поверхностью F4k=155м2. При этом запас
∆=(155-138,19)*100/138,19=12,16% м2
Для данного теплообменника сопоставимы следующие характеристики: М=4350 кг; dн=20х2 мм; l=4 м
Дальнейшее сопоставление двух конкурентоспособных вариантов (ЗК и 4К) проводят по гидравлическому сопротивлению.