Проектний розрахунок кожухотрубного теплообмінного апарату

Размещено на http://www.allbest.ru/

Зміст

Завдання

Вступ

1. Проектний розрахунок кожухотрубного теплообмінного апарату

1.1 Загальні відомості

1.2 Тепловий розрахунок теплообмінного апарату

1.3 Гідравлічний розрахунок ТА

1.4 Розрахунок на міцність ТА

Висновок

Література

Вступ

Метою курсової роботи є здобуття та закріплення знань з предмету «Теплотехнологічні процеси та установки»: вміння правильно підбирати стандартизоване основне та допоміжне устаткування, навчитись проводити розрахунок енергетичного обладнання.

Об'єктом та предметом проектування слугують теплотехнологічні установки різних галузей промисловості та процеси, які протікають в цих установках.

Даний курсовий проект є комплексним завданням, в якому представлений тепловий, конструктивний, гідравлічний розрахунки, а також розрахунок на міцність кожухотрубного теплообмінника.

Актуальність роботи полягає в тому, що кожухотрубні теплообмінники через простоту конструкції та надійність є на сьогоднішній день найпоширенішими апаратами серед рекуперативних теплообмінників, що використовуються у промисловості.

Для нас, як майбутніх інженерів, дуже важливим є знання найбільш енергоємних теплотехнічних процесів та установок різних галузей промисловості, тому дана робота має велике практичне значення в нашій професійній діяльності.

1. Проектний розрахунок кожухотрубного теплообмінного апарату

1.1 Загальні відомості

Процеси теплообміну займають важливе місце в сучасній техніці. Вони використовуються всюди, де є необхідність нагріву або охолодження середовища для його подальшої обробки та з метою утилізації тепла. Особливо широко процеси теплообміну використовуються в хімічній, нафтопереробній, енергетичній, металургійній промисловості.

Теплообмінними апаратами (теплообмінниками) прийнято називати установки, які призначені для передачі тепла від одного тіла до іншого. В теплообмінних апаратах можуть здійснюватися різноманітні теплові процеси: зміна температури, випаровування, кипіння, конденсація, плавлення, затвердіння і більш складні, комбіновані процеси. Кількість тіл, які приймають участь в цих процесах може бути більше двох, а саме: тепло може передаватися від одного тіла декільком іншим тілам або навпаки, від декількох тіл до одного. Ці тіла, які віддають або сприймають тепло називаються теплоносіями.

В залежності від призначення процесів в якості теплоносіїв можуть використовуватися самі різноманітні газоподібні, рідинні і тверді тіла.

Використання водяної пари, як гріючого теплоносія в теплообмінних апаратах найбільш поширене завдяки раду переваг. Її можливо транспортувати по трубопроводам на значні відстані (до декількох сотень метрів). Інтенсивна тепловіддача від водяної пари, яка конденсується сприяє зменшенню поверхні теплообміну. Конденсація водяної пари супроводжується значним зменшенням її ентальпії; завдяки цьому для передачі порівняно великої кількості тепла необхідна невелика вагова кількість водяної пари. Постійність температури конденсації при заданому тиску полегшує підтримку постійного режиму і регулювання процесу в апаратах.

Основним недоліком водяної пари є неминуче підвищення тиску з ростом температури. Наприклад, при тиску 0,981·10⁵ Па температура насиченої пари складає 99,1 °С, а температура насиченої пари 309,5 °С може бути отримана тільки при тиску 98,1·10⁵ Па. Тому паровий обігрів використовується тільки для процесів нагрівання до помірних температур (порядку 60-150 °С). Як правило тиск гріючої пари в теплообмінниках лежить в межах від 1,96·10⁵ до 11,8·10⁵ Па. Для високих температур ці теплообмінники дуже громіздкі (мають товсті стінки і фланці), дуже дорогі і тому використовуються дуже рідко.

Гаряча вода, як гріючий теплоносій, отримала широке використання, особливо в опалювальних і вентиляційних установках. Вона підготовлюється в спеціальних водогрійних котлах, промислових технологічних агрегатах (наприклад в печах) або водонагрівальних установках ТЕЦ. Гарячу воду, як теплоносій, можливо транспортувати по трубопроводам на значні відстані (на декілька кілометрів). Зниження температури води в добре ізольованих трубопроводах складає не більше 1 °С на 1 км.

Перевагами води, як теплоносія є порівняно високий коефіцієнт теплообміну. Але гаряча вода з теплових мереж в промислових теплообмінниках використовується рідко, так як на протязі опалювального періоду температура її не постійна і змінюється від 70 до 150 °С, а в літній час теплові мережі не працюють.

Сучасні рекуперативні кожухотрубні теплообмінні апарати (рис. 1.) являють собою апарати, виконані з пучків труб, які складені за допомогою трубних решіток і обмежені кожухами і кришками зі штуцерами. Трубний і міжтрубний простір в апараті роз'єднанні, кожний з цих просторів може бути розділений за допомогою перегородок на декількох ходів. Перегородки встановлюються з метою збільшення швидкості, а відповідно і інтенсивності теплообміну теплоносіїв. Теплообмінники цього типу призначені для теплообміну між різноманітними рідинами, між паром і рідинами або між рідинами і газами. Вони використовуються тоді, коли необхідна значна поверхня теплообміну.

Трубки теплообмінників виготовляються прямими (за виключенням теплообмінників з U-подібними трубками), тому вони легкодоступні для чищення і заміни у випадку протікання.

У більшості випадків пар (гріючий теплоносій) вводиться в міжтрубний простір, а рідина, яка нагрівається, протікає по трубам. Конденсат із міжтрубного простору виходить до трубопроводу відведення конденсату через штуцер, який розміщений в нижній частині кожуха. Для компенсації температурних розширень, які виникають між кожухом і трубками, передбачається можливість вільного подовження труб за рахунок різноманітних компенсаторів.

Особливість кожухотрубних теплообмінних апаратів полягає в тому, що прохідний переріз міжтрубного простору великий, порівняно з прохідним перерізом трубок і може бути більше останнього в 2,5-3 рази. Тому при однакових витратах теплоносіїв (якщо теплообмін здійснюється без зміни агрегатного стану) часто отримуються понижені швидкості теплоносіїв і малі значення коефіцієнтів тепловіддачі на стороні міжтрубного простору, що значно знижує коефіцієнт теплопередачі в апараті. Для вирівнювання прохідних перерізів інколи використовують усадку кінців трубок при закріпленні в трубній решітці.

Для зменшення забруднення золою димові гази пропускають в середині трубок, а повітря - через міжтрубний простір.

Кожухотрубні апарати можуть бути вертикального і горизонтального виконання. Вертикальні апарати мають більше використання, так як вони займають менше місця і більш зручно розміщуються в робочому приміщенні. Для зручності монтажу і експлуатації максимальну довжину трубок для них необхідно брати не менше 5 м.

Для запобігання різкого зниження тепловіддачі від пару, який конденсується до стінки в корпусі теплообмінника повинні бути передбачені крани для випуску повітря, як з нижньої частини над поверхнею конденсату, так і з верхньої частини.

Регулювання продуктивності теплообмінника можливо шляхом зміни тиску (дроселювання гріючого пару), зміни витрати теплоносіїв, зміни (підвищення) рівня конденсату в апараті, тобто зменшення активної поверхні теплообміну. В останньому випадку для контролю рівня конденсату необхідно мати на корпусі оглядове вікно.

Рис. 1 Кожухотрубний теплообмінний апарат: 1 - кожух; 2- міжтрубний простір

1.2 Тепловий розрахунок теплообмінного апарату

Визначаємо невідому температуру холодного повітря на виході з теплообмінного апарату

Запишемо рівняння теплового балансу:

(1)

де Q - теплопродуктивність апарату, кВт;

G₁, G₂ - масова витрата димових газів і холодного повітря відповідно, кг/с;

с_р1, с_р2 - відповідно масова теплоємність гарячих димових газів і холодного повітря, кДж/(кг·К);

, - температура димових газів на вході і на виході, °С;

, - температура холодного повітря на вході і на виході, °С.

Визначаємо середню температуру димових газів:

Для цієї температури виписуємо фізичні властивості гарячих димових газів, табл. 13, [3]:

Тоді за формулою (1) визначимо теплопродуктивність ТА:

Приймаємо температуру холодного повітря на виході з теплообмінного апарату = 165 °С, тоді

Для даної температури виписуємо масову теплоємність повітря, табл. 9, [3]:

З формули (1) розраховуємо нове значення невідомої температури:



Визначаємо похибку:

Остаточно приймаємо температуру холодного теплоносія на виході з апарату рівною = 165 °С і для цієї температури виписуємо фізичні властивості повітря, табл. 9, [3]:

Визначення конструктивних особливостей теплообмінного апарату

Приймаємо в теплообміннику трикутну компоновку пучка труб і визначаємо їхній крок, враховуючи те що мінімальне значення кроку становить

Приймаємо

Визначимо мінімальний зазор між крайнім рядом труб та кожухом теплообмінного апарату:

Приймаємо

Визначимо кількість труб в «екваторіальному» перерізі ТА:

(2)

Загальна кількість труб в ТА визначаємо за формулою:

(2)

де ш - коефіцієнт, який враховує зменшення числа труб через наявність перегородок, які розділяють трубний простір на ходи і визначається в залежності від числа ходів Z трубного простору і діаметра корпуса за номограмою, рис. 3, [5].

Загальна площа поперечного перерізу труб:

(3)

де d_вн - внутрішній діаметр труби.

Швидкість руху димових газів в середині трубок визначаємо з рівняння нерозривності потоку для одного ходу гарячого теплоносія в трубах:

(4)

Так як швидкість руху димових газів всередині труби менше рекомендованих значень, які лежать в межах 15-30 м/с, то приймаємо число ходів ТА рівним Z=2, виконаємо розбивку труб в поперечному перерізі теплообмінника (рис. 2) і підрахуємо кількість труб в кожному ході.

Тоді площа поперечного перерізу труб одного ходу за формулою (3):

Уточнене значення швидкість руху димових газів в середині трубок визначаємо за співвідношенням (4):

В міжтрубному просторі встановлюємо сегментні перегородки:

- Висота вікна перегородки:

Приймаємо

- Відстань між перегородками:



Приймаємо

Число ходів - 2

Кількість труб в трубній решітці - 586 штук.

Рис. 2 Трубний пучок ТА

- Відстань між трубною решіткою і перегородками:

Приймаємо

- Площа екваторіального перерізу ТА:

- Швидкість руху холодного повітря в міжтрубному просторі знайдемо за співвідношенням (4):

Швидкість руху холодного повітря в екваторіальному перерізі теплообмінника лежить в межах рекомендованих значень (7-15 м/с).

Розрахунок середнього температурного напору

Для складних схем руху теплоносіїв (змішаний рух) середній температурний напір визначається по формулі для протитоку (див. рис. 3) з врахуванням поправочного коефіцієнта який визначається з графіку в залежності від значення комплексів Р і R, с. 22, [4].

Рис. 3 Графік зміни температури

 (5)

Величина Р вказує відношення ступеня нагріву холодного середовища до максимально можливого перепаду температур:

Величина R вказує відношення охолодження гарячого середовища до нагріву холодного середовища:

Визначення коефіцієнта теплопередачі

Для розрахунку коефіцієнтів тепловіддачі необхідно знати температури зовнішньої і внутрішньої поверхонь стінок труби. Так як вони незадані, то розрахунок ведемо методом послідовних наближень.

Приймаємо температуру внутрішньої і зовнішньої поверхонь труби однаковою і рівною

Визначаємо число Рейнольдса:

 (6)

Так як Re₁ > 2000, то режим руху димових газів в трубах - розвинуто-турбулентний, коефіцієнт тепловіддачі розраховуємо за формулою Михеєва:

(7)

де - поправка на початкову ділянку гідродинамічної стабілізації. Так, як довжина труби невідома, то для першого наближення приймаємо, що Тоді .

Pr_с - число Прандтля при Для газів і повітря ? 1.

Коефіцієнт тепловіддачі визначаємо за формулою:

(8)

Число Рейнольдса при русі повітря в міжтрубному просторі визначаємо за формулою (6):



Так як Re₂ > 2000, то режим руху повітря - турбулентний.

Коефіцієнт тепловіддачі в міжтрубному просторі визначається за залежністю:

(9)

де - коефіцієнт динамічної в'язкості повітря при температурі зовнішньої стінки труби 180 °С, табл. 9, [3].

Коефіцієнт тепловіддачі визначимо за формулою (8):

Так як для труб теплообмінника виконується умова , то коефіцієнт теплопередачі розраховується по формулі для плоскої стінки.

Визначимо питомий тепловий потік:

(10)

де - коефіцієнт теплопровідності вуглецевої сталі, таб. 6, [3].

Площа поверхні теплообміну визначаємо по співвідношенню:

(11)

Тоді довжина труби становить:

(12)

де d_ср - середній діаметр труби.

Перевіряємо температуру стінок трубки:

Перевіряємо умову поправки на початкову ділянку:

Наступне наближення робити немає потреби, а тому остаточно приймаємо всі визначенні значення і розміри.

Коригування геометричних характеристик теплообмінника

Визначимо відстань між трубною решіткою і перегородкою а, (рис. 4), прийнявши до встановлення в корпусі теплообмінника дві перегородки з відстанню між ними b = 1,97 м.

Так як розмір b відрізняється від прийнятого раніше (див. п.2.3), то перерахуємо швидкість руху повітря в міжтрубному просторі:

Так як швидкість руху повітря в екваторіальному перерізі змінилась не більше ніж на 15%, то немає необхідності перераховувати коефіцієнт теплопередачі.

Рис. 4 Геометричні розміри міжтрубного простору

Визначимо діаметрі патрубків для входу і виходу гарячих димових газів, рис. 4, прийнявши швидкість руху гарячого теплоносія в штуцері w_1шт=w₁=21,484 м/с:

(13)

Діаметр патрубків входу і виходу холодного повітря, рис. 4 визначаємо по формулі (13), прийнявши w_2шт = w₂ = 12,484 м/с:

1.3 Гідравлічний розрахунок ТА

Визначення втрат тиску для холодного повітря, яке рухається в міжтрубному просторі

Втрати тиску в міжтрубному просторі розраховуються як сума втрат в поперечному потоці між перегородками , кінцевих зонах , поздовжньо-поперечному потоці в вікнах перегородок (рис. 5) та втрат на вході і на виході з теплообмінника:

(14)

Рис. 5 Схема зон теплообмінника для розрахунку втрат тиску

Втрати тиску між перегородками визначаються по залежності:

(15)

де n_п - кількість перегородок;

= 0,8 - коефіцієнт врахування байпасного потоку через зазор між пучком труб і стінкою корпуса, с. 7, [5];

=0,5 - коефіцієнт врахування перетікання в перегородці через отвори для труб і зазор між корпусом і перегородкою, с. 7, [5];

- перепад тиску в ідеальному пучці труб (без перетікання), який визначається з залежності:

(16)

де N_п - кількість поперечно обтікаємих рядів труб, рис. 2;

f_i - фактор тертя, який визначається за формулою:

(17)

(18)

де m₁, m₂, m₃, m₄ - коефіцієнти, які визначаються для трикутної компоновки трубного пучка, в залежності від значення числа Рейнольдса, с. 9, [5].

Втрати тиску при поперечному обтіканні в двох кінцевих зонах:

(19)

де N_пк - кількість поперечно обтікаємих рядів труб в кінцевих зонах, рис. 2.

Втрати тиску при поздовжньо-поперечному обтіканні в вікнах перегородок міжтрубного простору:

(20)

де N_в - кількість рядів труб в вікні перегородки, рис. 2;

w_в - швидкість потоку в вікні перегородки, яка визначається за формулою:

(21)

де f_вп = 0,328 м² - площа вільного перерізу вікна перегородки (не зайнятого трубами), яка визначається побудовою трубного пучка (див. рис. 2) в програмному середовищі КОМПАС 3D 9V.

Втрати тиску на вході теплоносія в теплообмінник і на виході з нього:

(22)

де - коефіцієнти місцевих опорів входу та виходу відповідно.

Тоді сумарні втрати тиску рівні за формулою (14):

Визначення втрат тиску для гарячих димових газів, які рухаються всередині труб

Втрати тиску теплоносія, який рухається всередині трубок складаються з двох частин: втрат на тертя всередині трубок і втрат в місцевих опорах:

(23)

Втрати тиску на тертя розраховуються за формулою:

(24)

де о - коефіцієнт тертя. Згідно с.9, [5] при Re₁ > 2300 коефіцієнт тертя о визначається із співвідношення:

Визначимо втрати тиску в місцевих опорах:

- вхід теплоносія в теплообмінник за формулою:

(25)

де - коефіцієнт місцевого опору на вході в теплообмінник, с.9, [5].

- вихід теплоносія з теплообмінника за формулою:

(26)

де - коефіцієнт місцевого опору при виході з теплообмінника, с.9, [5].

- вхід теплоносія в трубний пучок за формулою:

(27)

- вихід теплоносія з трубного пучка за формулою:

(28)

- Сумарні втрати тиску на місцеві опори:

Сумарні втрати тиску теплоносія, який рухається всередині трубок визначимо на формулою (23):

теплообмінник кожухотрубний тепловий апарат

Вибір тиску теплоносіїв в теплообміннику

Тиск на виході з теплообмінника для гарячих димових газів приймаємо рівним 1,05 від Р_атм, для того, щоб теплоносій самостійно міг виходити з теплообмінника в середовище з атмосферним тиском:

Тиск на вході в теплообмінник для димових газів:

Тиск на виході з теплообмінника для холодного повітря приймаємо рівним 1,05 від Р_атм, для того, щоб теплоносій самостійно міг виходити з теплообмінника в середовище з атмосферним тиском:

Тиск на вході в теплообмінник для холодного повітря:

1.4 Розрахунок на міцність ТА

Товщина корпуса

Визначаємо розрахункову товщину корпуса:

(29)

де Р^к_роз - розрахунковий надлишковий тиск, визначається з таблиці 1.7.2, [5] в залежності від максимальної температури і тиску холодного повітря, яке знаходиться всередині корпуса.

І - коефіцієнт міцності поздовжнього зварного шва (при виготовленні корпусів і камер, як правило приймають прямі зварні шви, для яких І = 1.

^к - допустима напруга, визначається з таблиці 1.7.1, [5] в залежності від матеріалу корпуса і максимальної температури холодного повітря, яке знаходиться всередині корпуса. Для нашого випадку у якості матеріалу корпуса використовуємо нержавіючу сталь, тоді:

Остаточна довжина корпуса повинна відповідати залежності:

де с - поправка на корозію, для нержавіючої сталі с=0.

Товщина камери

Визначаємо розрахункову товщину камери за формулою (29):

де

Для нашого випадку у якості матеріалу камери використовуємо вуглецеву сталь, тоді:



Остаточна товщина камери з врахуванням поправки на корозію для вуглецевої сталі с = 1 мм:

Товщина днища

Визначаємо розрахункову товщину днища:

(30)

де

Остаточна товщина днища з врахуванням поправки на корозію для вуглецевої сталі с = 1 мм:

Діаметр одиночного отвору

Найбільший діаметр одиночного отвору, який не потребує додаткового укріплення, визначаємо окремо для корпуса і камери по залежності:

 (31)

Для корпуса:

Для камери:

Так як діаметри штуцерів для входу і виходу теплоносіїв (див. рис. 2) більше ніж допустимі значення, то для їхнього встановлення необхідно передбачити додаткові укріплення.

Висновок

В результаті виконання курсової роботи ми здійснили проектний розрахунок кожухотрубного теплообмінного апарату.

Ми виконали тепловий розрахунок теплообмінного апарату, метою якого було визначення площі поверхні нагріву, а відповідно і довжини трубок в теплообміннику. Так як температура зовнішньої і внутрішньої стінок труби невідома, то розрахунок проводився методом послідовних наближень. В результаті якого визначили поверхню нагріву теплообмінника і довжину стінок труби, яка становить l = 5,77 м.

Визначили і встановили остаточну кількість трубок n = 586 штук, при кількості ходів по холодному теплоносію - 2. Виконали розбивку сегментних перегородок в міжтрубному просторі теплообмінника. Визначили діаметри штуцерів для входу і виходу холодного і гарячого теплоносіїв, які становлять відповідно

Метою механічного розрахунку було визначення товщини стінки корпуса, яка становить 4 мм, товщини стінки камери, яка становить 5 мм та стінки еліптичного днища, яка становить 5 мм. Так як діаметри штуцерів для входу і виходу теплоносіїв більше ніж допустимі значення, то для їхнього встановлення необхідно передбачити додаткові укріплення.

В гідравлічному розрахунку визначили загальні втрати тиску в теплообміннику окремо для гарячого і холодного теплоносія, які становлять 1590,998 Па та 2851 Па відповідно. Тоді тиск на вході в теплообмінник повинен бути рівним:

- для гарячого теплоносія Р_вх=107956 Па;

- для холодного теплоносія Р_вх=109216 Па.

Література

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя: в 3-х т. Т.3. 5-е изд., переработанное и дополненное. М: Машиностроение, 1980. 557 с., ил.

2. Бакластов А.М. Проектирование, монтаж и эксплуатация теплоиспользующих установок. Учеб. пособие для студентов специальности «Промышленная теплоэнергетика» высших учебных заведений. М., «Энергия», 1970. 568 с., ил.

3. Краснощеков Е.А. и Сукомел А.С. Задачник по теплопередаче. Изд. 2-е, перераб. и доп. М., «Энергия», 1969. 264 с., ил.

4. Кувшинський М.Н., Соболева А.П. Курсовое проектирование по предмету «Процессы и аппараты химической промышленности»: Учеб. пособие для учащихся техникумов. 2-е изд., перераб. и доп. М.: Высш. школа, 1980. 223 с., ил.

5. Методические указания к выполнению курсовой работы по дисциплине «Тепломасообмен» для студентов МИПО НТУУ «КПИ» специальности «Промышленная теплоэнергетика» / Сост. В.В.Босий, Г.Г.Леонтьев. Киев: КПИ, 2003. 26 с.

Размещено на Allbest.ru

...