Розрахунок кожухотрубних теплообмінників

Размещено на http://www.allbest.ru/

Розрахунок кожухотрубних теплообмінників

Вініченко Т.М., Денисова Н.М.



Вступ

На сьогодні апаратурне оформлення харчових виробництв досягло значної технічної досконалості на базі останніх наукових досліджень, загального технічного прогресу і автоматизації виробничих процесів; особливо широко стали використовуватись у харчовій технології досягнення фізики. Техніка високих тисків, високого вакууму, глибокого охолодження, ультразвуку, струмів НВЧ, мембранного розділення міцно зайняла місце у харчовій промисловості. Все це висуває необхідність наукового обґрунтування різноманітних проблем, пов'язаних із виробництвом харчових продуктів. Ці завдання успішно вирішуються на основі даних науки про процеси та апарати харчової технології.

Сучасні знання про процеси та апарати опираються на міцний фундамент базисних дисциплін Ї хімії, фізики, математики, гідравліки, механіки, теплотехніки, електротехніки. Проте, як наука, вчення про процеси та апарати має чітко окреслений предмет, свої експериментальні та розрахункові методи і теоретичні закономірності.

Будь-який технологічний процес, не дивлячись на різницю методів, становить низку взаємопов'язаних типових технологічних стадій, які відбуваються в апаратах певного класу. Але високі вимоги до якості продукції та ефективності виробництва визначили специфіку, яка відрізняє ці технологічні стадії одержання харчових продуктів.

Процеси харчової технології переважно значно складніші та часто становлять поєднання гідродинамічних, теплових, масообмінних, біохімічних та механічних процесів. В зазначеній дисципліні розглядається фізична суть основних технологічних процесів і апаратів біотехнологічних виробництв, будова й розрахунок апаратів та їх оптимальна експлуатація для зниження собівартості виробництва, поліпшення якості продуктів і створення безпечних умов праці.



1.Теоретична частина

1.1 Описання об'єкта проектування

теплообмінник фізичний апарат

Теплообмінними апаратами, або теплообмінниками, називають пристрої, що призначені для передачі теплоти від більш нагрітого теплоносія (рідини або газу) до менш нагрітого, або між теплоносієм і твердим тілом (стінкою, насадкою). До теплообмінного апарату належать випарники, економайзери, льодогенератори, парогенератори, повітронагрівачі, градирні тощо. Застосовують теплообмінні апарати у теплоенергетиці, промисловості, сільському господарстві, системах вентиляції та опалення тощо.

Кожухотрубні теплообмінники через простоту конструкції та надійність є на сьогоднішній день найпоширенішими апаратами серед рекуперативних теплообмінників, що використовуються у промисловості. У промисловості теплообмінні апарати застосовують для нагрівання „гарячим” теплоносієм „холодного” та охолодження або нагрівання різних речовин до заданих параметрів. Гарячим теплоносієм прийнято називати робоче тіло, яке віддає теплоту, а холодним теплоносієм - речовину, що сприймає цю теплоту. В якості гарячого теплоносія (у відповідності до умови завдання) було обрано насичену пару низького тиску, а в якості холодного - водний розчин солі, кислоти або технічну воду.

Переваги кожухотрубних теплообмінників

Кожухотрубні агрегати останнім часом користуються високим попитом, і більшість споживачів віддають перевагу саме цей тип агрегату. Такий вибір не випадковий - кожухотрубні агрегати мають безліч переваг.

Основним і найбільш вагомою перевагою є висока стійкість даного типу агрегатів до гідроудару. Більшість вироблених сьогодні видів теплообмінників такою якістю не володіють.

Другою перевагою є те, що кожухотрубні агрегати не потребують чистому середовищі. Більшість приладів в агресивних середовищах працюють нестабільно. Наприклад, пластинчасті теплообмінники такою властивістю не володіють, і здатні працювати виключно в чистих середовищах.

Третьою вагомою перевагою кожухотрубних теплообмінників є їх висока ефективність. За рівнем ефективності його можна порівняти з пластинчастим теплообмінником, який за більшістю параметрів є найбільш ефективним.

Таким чином, можна з упевненістю говорити про те, що кожухотрубні теплообмінники є одними з самих надійних, довговічних і високоефективних агрегатів.

Недоліки кожухотрубних агрегатів

Незважаючи на всі плюси, дані пристрої мають і деякі недоліки, про які також варто згадати.

Перший, і найбільш значний недолік - великі розміри. В деяких випадках від використання таких агрегатів доводиться відмовлятися саме з-за великих габаритів.

Другий недолік - висока металоємність, яка є причиною високої ціни кожухотрубних теплообмінників.

Класифікація теплообмінників можлива за різними ознаками:

3а способом передачі тепла розрізняються теплообмінники:

змішування, у яких робітничі середовища безпосередньо стикаються або перемішуються, поверхневі теплообмінники - рекуперативні, в яких один бік поверхні теплообміну весь час омиває гарячий теплоносій, а другий - холодний; регенеративні, в який одна і та сама поверхня теплообміну поперемінно омивається то одним, то другим теплоносієм.

1. 3а призначенням:

· випарні;

· холодильники;

· конденсатори.

2. За видом теплоносіїв залежно від агрегатного стану:

· рідинно-рідинні - при теплообміні між двома рідкими середовищами;

Рис.1

· паро-рідинні - при теплообмінні між парою і рідиною (парові підігрівники, конденсатори);



Рис.2

· газо-рідинні - при теплообмінні між газом і рідиною (холодильники для повітря);

· газо-газові - при теплообмінні між газовими середовищами;

· паро-газові - при теплообмінні між парою та газом.

3. 3а тепловим режимом розрізняють теплообмінники:

· періодичної дії, у яких спостерігається нестаціонарний тепловий процес;

· безперервної дії - зі сталим у часі процесом.

Для нагрівання та охолодження рідких середовищ розроблені теплообмінники різноманітних конструкцій.

Як теплоносій найбільш широко застосовується насичена чи злегка перегріта водяна пара. У змішувальних апаратах, пар , як правило, барботують у рідину (впускають під рівень рідини), при цьому конденсат пари змішується з продуктом, що не завжди припустимо. У поверхневих апаратах пар конденсується на поверхні нагрівання і конденсат віддаляється окремо від продукту за допомогою водовідвідників. Водяна пара, як теплоносій, має безліч переваг: легкість транспортування по трубах, регулювання температури, високою інтенсивністю тепловіддачі та ін. Застосування пари особливо вигідно при використанні, коли з продукту вода направляється у вигляді пари, що гріє інші випарні апарати і підігрівники.

Обігрів гарячою водою і рідинами також має широке застосування і вигідне при вторинному використанні. Тепло конденсатів і рідини, що по ходу технологічного процесу нагріваються до високої температури. У порівнянні з паром, рідинний підігрів менш інтенсивний. Однак регулювання процесу і транспорт рідини так само зручний, як і при паровому обігріві.

Загальним недоліком парового і водяного обігріву є швидкий ріст тиску з підвищенням температури. В умовах технологічної апаратури харчових виробництв при паровому і водяному обігріві найвищі температури обмежені 150-160°С, що відповідає тиску 0,5-0,7 МПа.

В окремих випадках (у консервній промисловості) застосовується масляний обігрів, що дозволяє при атмосферному тиску досягти температур до 200 С у печах, сушильних установах. Газовий обігрів має велику кількість недоліків: труднощі регулювання і транспортування теплоносія, малою інтенсивністю теплообміну, забрудненням поверхні апаратури (при використанні топкових газів) і ін. Однак у ряді випадків він є єдино можливим (наприклад, у повітряних сушарках).

У холодильній техніці використовуються ряд холодоагентів: повітря, вода, розсоли, аміак, вуглекислота, фреон та ін.

При будь-якому використанні теплоносіїв і холодоагентів, теплові і масообміні процеси підлеглі в основному технологічному процесу виробництва, заради якого створюється теплообмінні апарати й установки. Тому рішення задач оптимізації теплообміну підлеглі умовам раціонального технологічного процесу.



1.2 Описання об'єкта проектування

Кожухотрубні теплообмінники. Вони найпоширеніші вхімічній промисловості, дають можливість створювати великі поверхні теплообміну в одному апараті, прості у виготовленні й надійні в експлуатації.

Вибір матеріалу для виготовлення апаратів для теплообміну зумовлений його корозійною стійкістю, теплопровідністю, та особливостями експлуатації. Найчастіше застосовують для цього вуглецеві і леговані сталі, мідь, титан, графіт, тефлон тощо. Конструкція апарату повинна відповідати певним вимогам: простота і зручність монтажу та ремонту, забезпечення меншої забрудненості поверхонь теплообміну, доступність для огляду і ремонту.

Рис.3. Кожухотрубний одноходовий теплообмінник:

1 - корпус;

2 - трубні решітки;

3 - труби;

4 - кришки.

теплообмінник фізичний апарат

Одноходовий кожухотрубний теплообмінник жорсткої конструкції має корпус або кожух 1 з привареними до нього трубними решітками 2, в яких закріплений пучок труб 3. До трубних решіток на болтах і прокладках кріпляться кришки 4. Один теплоносій рухається трубним простором, а інший - міжтрубним . Теплоносії здебільшого рухаються протитоком один до другого. Вибір напряму руху кожного із теплоносіїв обумовлений напрямом, у якому вони прагнуть рухатися під впливом зміни їх густин під час нагрівання або охолодження. Тобто середовище, яке підлягає нагріванню направляють знизу вверх, а те що віддає тепло - у протилежному напряму. За таких умов досягають більш рівномірного розподілу швидкостей. Інакше, більш нагріта частина рідини, як більш легка буде накопичуватись у верхній частині апарату, утворюючи застійні зони.

Рис.4. Способи розміщення труб у теплообміннику:

а - по периметрах правильних шестикутників; б - по концентричних колах; в - по периметрах прямокутників (коридорне розміщення).

Труби в решітках рівномірно розміщені по периметрах правильних шестикутників (рис.2.а), по концентричних колах (рис. 2.б) або по периметрах прямокутників (рис 2.в), коли необхідно забезпечити зручну очистку зовнішньої поверхні труб. Найбільша компактність розміщення необхідної поверхні теплообміну в середині апарата досягається у разі розміщення труб по периметрах правильних шестикутників.



Рис.5. Кріплення труб в трубних решітках: а - розвальцьовуванням; б - розвальцьовування з каналами; в - зварюванням; г - припаюванням; д - сальниковими пристроями.

Труби закріпляють в решітках найчастіше розвальцьовуванням (рис 3а, б). Для роботи апарату за підвищених тисків необхідно забезпечити особливо міцне з`єднання, що досягається у разі розміщення у трубних решітках отворів з кільцевими каналами, які заповнюють металом труби під час її розвальцьовування (рис.3.б). Якщо матеріал труби не піддається витягуванню и припустиме жорстке з`єднання труб з трубною решіткою, то їх закріплення здійснюють зварюванням (рис.3. в). Для з`єднання мідних та латунних труб використовують припаювання (рис 3.г). За необхідності зменшення температурної деформації труб а також для можливості їхнього поздовжнього переміщення і швидкої заміни труби з`єднують з решіткою сальниками (рис 3.3д). Однак таке з`єднання є складним дорогим та ненадійним, тому використовується рідко. У разі невеликих витрат рідини, її швидкість в трубах одноходових теплообмінників є низькою, а коефіцієнти тепловіддачі - невеликі. Цього можна уникнути зменшенням діаметра труб і збільшенням їх довжини. У цьому випадку збільшується швидкість руху теплоносія і інтенсивність теплообміну.



2. Вибір вихідних даних для розрахунку.Проведення розрахунків

1.Тепловий розрахунок

1.1. Рушійна сила теплообміну .

Завдання:

Розрахувати та спроектувати двоходовий кожухотрубчатий горизонтальний теплообмінник для нагрівання цукрового сиропу.

Початкова температура 20?С, кінцева температура 80?С. Підігрів провести водою.

Приймаємо наступні значення температур води:

t_1к80 <t_1п20

t_2п105>83t_2к

Знаходимо температурні напори на вході та виході теплообміннику:

Дt_п=t_п2-t_к1=105-80=25 ?

Дt_к= t_к2-t_п1=83-20=63 ?

t_1п, t_1к-початкова і кінцева температури першого (гарячого)

теплоносія - води ;

t_2п, t_2к-початкова і кінцева температури другого (холодного)

теплоносія - цукрового сиропу .

Дt_б= Дt_к=63 ?

Дt_м= Дt_к=25 ?

Дt_б - більша з різниць температур на кінцях теплообмінника, Дt_м- менша

різниця температур на іншому кінці теплообмінника.

Середню різницю температур між гарячим та

холодним теплоносіями можна визначити за формулою:

Дt_сер41,30?



Cередня температура сиропу:

t_2сер = 50?

Середня температура води:

t1сер ==94?

1.2.Необхідні фізичні параметри теплоносіїв

Таблиця 1

1.3. Тепловий баланс теплообмінного апарату.

Тепловий розрахунок починається з визначення теплового навантаження апарата та витрат нагрівального теплоносія. Тепловим навантаженням називається кількість тепла, яке передається від гарячого теплоносія до холодного.

Q₂=G₂•Cp₂•(t_1к-t_1п)•?; G₂=4кг/с; ?=1,03;

Q₂=4Ч3775Ч(80-20)Ч1,03= 933180Вт;

G₁== =10,1 кг/с;

G₁ - масові витрати сиропу.

1.4. Визначення основних геометричних розмірів теплообмінного апарату.

Визначимо в першому наближенні необхідну поверхню

теплообміну. Приймемо для першого наближення припустиме

значення коефіцієнта теплопередачі

К = 400 Вт ? (м2•К).

Тоді з основного рівняння теплопередачі:

F= = = 56,5м²

Згідно ГОСТ 15122-79 (табл.9.1-9.3) з двоходових теплообмінників обираємо найближчий за поверхнею теплообміну, який має параметри:

Поверхня теплообміну F = 57 м2,

Внутрішній діаметр кожуха D_в = 600 мм,

Зовнішній діаметр труб d_тз = 25 мм,

Число ходів по трубах z = 2,

Товщина труб д = 2 мм,

Площа прохідного перерізу по трубам S_т = 0,042 м²,

Площа прохідного перерізу у вирізі перегородки S_мт=0,04 м²,

Довжина теплообмінних труб L = 3000 мм,

Число перегородок у міжтрубному просторі х =8 ,

Умовний прох. діаметр штуцерів трубного простору D_тш= 200 мм,

Умовний прох. діаметр штуцерів міжтрубного простору D_мтш=200 мм.

Додаткова інформація згідно ГОСТ 15118-79 (табл. 9.1)

Загальне число труб n_тр = 240.

1.5. Швидкість руху теплоносіїв.

Швидкість цукрового сиропу 1у міжтрубному просторі:

щ_т = (G_т / т ) / Sт =(4/1063)/0,042= 0,9м/с

Швидкість води у міжтрубному просторі:

щ _мт = (Gмт /??мт ) / Sмт =(10,1/965)/0,04= 0,26м/с

1.6. Коефіцієнти тепловіддачі та теплопередачі

1.6.1. Трубний простір (сироп).

Режим течії визначається за значенням критерію Рейнольдса, визначальним лінійним розміром є внутрішній діаметр теплообмінних труб d_т.

Re= = =29586

Тобто рух - турбулентний.

Для визначення критерію Нуссельта застосовуємо критеріальне рівняння :

Nu_т = 0,023 •R_eт^0,8• P_rт^0,4•(P_rт/P_rтст)0,25

Для води, як теплоносія, що нагрівається, прийнято

(Pr/Pr_ст)^0,25 = 1,0.

Pr= = = 5,2

Nu_т=0,023Ч(29586)^0.8Ч(5,2)^0,4Ч1=164,9

Коефіцієнт тепловіддачі цукрового сиропу:

б_т= = = 3831,6 Bт/м²Чс

1.6.2. Міжтрубний простір ( вода). Режим течії визначається за значенням критерію Рейнольдса, визначальним лінійним розміром є зовнішній діаметр теплообмінних труб.



Re = = = 1593

Тобто рух - турбулентний.

Для визначення критерію Нуссельта обираємо критеріальне рівняння, яке застосовується для рідини, яка омиває міжтрубний простір кожухотрубного теплообміннику при наявності сегментних перегородок:

Nu_мт = 0,24•Re_мт^0,6•Pr_мт^0,36•(Pr_мт/Pr_мтст)^0,25

Для сиропу, як теплоносія, що охолоджується, прийнято

(Pr_мт/Pr_мтст)^0,25 = 0,93.

Коефіцієнт тепловіддачіводи :

б_мт = = = 803,42 Вт(м2ЧК)

Nu_мт=0,24Ч(1593)0,6Ч(1,94)0,36Ч0,93=23,63

Коефіцієнт теплопередачі:

К= == 528 Вт/(м²ЧК)

де д_ст = 0,002 м- товщина стінки теплообмінної труби, л_ст = 46,5 Вт/(мЧК) - коефіцієнт теплопровідності сталі [6, с. 529 ], r_з =1?2900 м2•К?Вт - термічний опір забруднення для водопровідної води середньої якості (табл. 9.4).

1.7. Поверхня теплопередачі.

Визначимо поверхню теплопередачі з основного рівняння

теплопередачі за розрахованим коефіцієнтом теплопередачі:

F= = = 42,8 м²

Попередньо обраний згідно ГОСТ 15122-79 (табл.9.1) теплообмінник має площу теплопередачі56,5 м2 .

Запас поверхні теплообміну:

дF =%

2. Гідравлічний розрахунок.

Метою розрахунку є визначення величини опору, який вноситься теплообмінником у систему трубопроводів та визначення потужності насосів для переміщення теплоносіїв. Для проходу через теплообмінний апарат теплоносії повинні подаватись під деяким надлишковим тиском для того, щоб подолати гідравлічний опір апарату.

2.1. Визначення швидкостей рідин у штуцерах.

Згідно ГОСТ 15122-79 (табл. 9.3) умовні прохідні діаметри штуцерів трубного Dтш та міжтрубного Dмтш простору: Dтш = 200 мм, Dмтш = 200 мм. Для штуцерів трубного простору обираємо стандартну трубу

159х4,5 мм.

Швидкість води у штуцерах трубного простору:

щтш= = =0,12м/с

Швидкість оцтової кислоти у штуцерах між трубного простору:



щмтш= =

2.2. Визначення гідравлічного опору трубного простору.

Гідравлічний опір трубного простору складається з опору тертя, який пропорційний довжині труб, та місцевих опорів.

Для трубного простору маємо такі місцеві опори:

от1 = 1,5 - вхідна та вихідна камери,

от2 = 2,5 - поворот на 180° між ходами,

от3 = 1,0 - вхід у труби та вихід з них.

Для визначення гідравлічного опору трубного простору

необхідно обчислити коефіцієнт тертя лт. Задана середня абсолютна шорсткість сталевих труб e=0,2 мм. Відносна

шорсткість:

е = e/dт = 0,2/16 = 0,0125.

Коефіцієнт тертя лт визначимо за формулою:

??т=0,25[?/3,7+(6,81/]= 0,25{lg[0,0125/3,7+(6,81/29586)]=0,4312

Для визначення гідравлічного опору на тертя трубного

простору скористаємося формулою:

ДPт= ??тЧ;

ДPт=0,4312Ч=

=36206Па.



2.3. Визначення гідравлічного опору міжтрубного простору.Коефіцієнти місцевих опорів потоку, який рухається у міжтрубному просторі:

омт1 = 1,5 - вхід та вихід рідини,

омт2 = 1,5 - поворот на 180? через сегментну перегородку,

омт3 = 3•m/Reмт

0,2 - опір пучка труб потоку, який рухається перпендикулярно трубам, де

m - число рядів труб в напрямку руху.

Приблизно це число визначається в залежності від

загального числа труб n:

m = (n / 3)0,5 = (240/3 = 8,9

?мт = = =6,1

Враховуючи, що потік перетинає пучок труб х+1 раз, та х разів робить поворот на 180? через сегментну перегородку (де х - число перегородок):ДPмт =(xЧ омт2+(x+1)Ч омт3)Ч0,5Ч ??мтЧщмт²+2Ч омт1Ч0,5Ч ??мтЧ щмтш²

ДPмт =(8Ч1,5+(8+1) Ч6,1Ч0,5Ч965Ч0,26²)+(2Ч1,5Ч0,5Ч965Ч0,33²)=2338,5 Па.

2.4. Визначення потужності насосів.

Теоретична потужність насосу Nтеор пропорційна об?ємній витраті рідини V та гідравлічному опору апарату ДP. Реальна потужніст визначається з використанням коефіцієнта корисної дії з.

Для трубного простору визначаємо необхідну потужність насосу (прийнято з=0,7):



Nт= = =0,19кВт

Для міжтрубного простору визначаємо необхідну потужність насосу(прийнято з = 0,7):

Nмт= = =0,03кВт

3. Конструктивна розробка теплообмінника.

3.1. Визначення розмірів розподільчої камери та кришки.

Згідно ГОСТ 15122-79 розподільча камера має такі

розміри:

Внутрішній діаметр фланців на виході (вході) - 150 мм,

Довжина приварного фланцю з боку труб hфл1= (h+h1) = 79 мм,

Довжина приварного фланцю на виході(вході) hфл2=(h+h2)= 61 мм,

Внутрішній діаметр з боку трубного простору - 600 мм.

Товщина камери - 5,0 мм.

Зовнішній діаметр Dз - 610 мм.

(Останні 2 розміри у ГОСТ 15122-79 не визначені, їх обрано на

підставі розрахунку міцності кожуха ( розділ 3.3)).

Висоту штуцера hшт розрахуємо згідно ГОСТ 15122-79:

hшт = Н/2 - Dз/2 - (h + h2) = 530 - 305 - 61 = 164 мм.

Штуцери виготовляємо з труби 159х4,5 мм.

Визначимо розміри еліптичної частини камери та кришки.

Згідно [3, с.50] рекомендоване наступне співвідношення висоти

еліптичної частини та внутрішнього діаметра циліндричної частини

Dу :



hе = (0,2ч0,25)•Dу = (0,2ч0,25) • 600 = 120ч150 мм.

Приймемо hе = 150 мм.

Висота циліндричної відбортовки кришки повинна відповідати співвідношенню: h0 > s,

де s - товщина стінки днища.

Приймемо h0 = 35 мм, тоді загальна висота кришки:

hк = he + ho + hф = 150 + 35 + 80 = 265 мм.

Довжина розподільчої камери

Lк= L*- l - hк = 6910-6000 - 265 = 645 мм.

Еліптична частина розподільчої камери також має відбортовку h0 = 35 мм

Довжина циліндричної частини розподільчої камери lц :

lц = Lк - hфл1 - hе - h0 = 645 - 80 - 150 -35 = 380 мм.

3.4. Визначення товщини трубної решітки.

Товщину трубної решітки за умов кріплення труб методом розвальцьовки визначимо за формулою (6.2):

дp = = =15мм.

де dн - зовнішній діаметр труб, t - відстань між осями труб.

Для dн = 25 мм згідно ГОСТ 15118 (табл. 7) t = 33 мм.

Визначене дp знаходиться в рекомендованих межах [3, с.42] (15-35

мм).3.6. Вибір опор апарату.

Для заданого типу горизонтального циліндричного теплообмінного апарату обираємо дві седлові опори, які не жорстко з?єднані з апаратом. Матеріал опор - сталь марки Ст. 3.

Висота опор визначається в залежності від геометричних розмірів апарату - головним чином від його зовнішнього діаметру.

Відстань між нижньою точкою опори та нижньою точкою кожуха h1 згідно ГОСТ 15122 становить

h1 = h - Dн / 2 =525 - 610 / 2 = 220 мм.

Максимальна висота опор, які можна від?єднувати, визначається за формулою

H_оп = h1 + Dн / 4 = 220 + 610 / 4 = 372 мм.

Для приварних опор приймаємо таку ж висоту.

Відношення вильоту опори lоп до її висоти Hоп

рекомендовано приймати рівним 0,5, звідки:

l_оп = Hоп / 2 = 372 / 2 = 186 мм.

Опорну площу однієї опори та товщину ребра (листової сталі, з якої будуть зроблені опори) визначаємо за даними табл. 9.6 [3,c.66].

Згідно ГОСТ 15122 максимальна маса теплообмінника Dн = 600 мм з довжиною труб 3 м (при трубах 25х2 мм) становить 1820 кг.

Приблизний максимальний об'єм рідини, яка заповнює апарат визначимо за формулою:



V = 0,785 • Dвн2• l = 0,785Ч0,6 ² Ч3= 1,85 м³

При цьому орієнтовному розрахунку вважали, що об'єми труб, трубних перегородок та трубних решіток приблизно компенсуються об'ємами розподільних камер. Приблизно масу рідини визначаємо за густиною води

Мр ? 850 кг.

Тоді маса апарату з теплоносіями:

Мз = Ма + Мр =1820 + 850 ? 2670 кг.

Навантаження на 1 опору:

Fоп = М • g / n = 2670• 9,8 / 2 ? 13083 Н.

F_{оп.теор} =0,25Ч6Ч10⁴=15000 Н.

Тобто необхідні параметри опор визначаємо за 2 строкою

табл. 9.6:

Опорна площа - 0,0057 м²

Товщина ребра (листової сталі) - 6 мм.

4. Економічний розрахунок.

Економічна оцінка проектованих апаратів залежить як від об'єктивних так і від суб'єктивних (кон'юнктурних) чинників. Кон'юнктурні чинники (ціна апарата, затрати на ремонт )розглядатися не будуть. Об'єктивні показники - габарити апарату, його маса, розглядаються в цьому розділі.

4.1. Розрахунок маси апарату.

4.1.1. Маса кожуху.

Маса кожуха складається з маси 2 фланців Dу = 600, та

циліндричної частини (труби) довжиною



lц = l - 2 h = 3000 - 2• 90 =2820 мм.

M = 2 • Mф + Mц = 2 • Mф + 0,785 • ( Dн2- Dв2 ) • l • сст = 2 • 97,81 +0,785 • (0,6102- 0,6002 ) • 2,82• 7850 =404,2 кг,

де Dн , Dв - зовнішній та внутрішній діаметри кожуха, сст = 7850кг/м3- густина сталі, Mф - маса 1 фланця за ГОСТ12830-67.

До маси кожуха необхідно додати масу штуцерів та фланців міжтрубного простору.

Довжина штуцерів lшт згідно ГОСТ 15122-79:

lшт = H/2 - Dн/2-hфл - h2фл = 530 - 610/2 - 65 - 4 = 156,0 мм = 0,156 м.

Маса 1 штуцера з труби 209х4,5 мм:

Mшт= 0,785•(Dз2-Dв2) •lшт•сст =0,785•(0,2092- 0,202)• ,156• 850 = 3,5 кг.

Сумарна маса 2 штуцерів та 2 фланців Dу = 150 мм складає:

Mшф = 2•3,5 + 2•11,72 ? 30,0 кг

Загальна маса кожуха: Мк = 404,2+ 30?434 кг.

4.1.2. Маса розподільчої камери та кришки.

Маса вхідної розподільчої камери складається з маси фланця Dу = 600 мм, маси циліндричної частини, маси еліптичної частини, маси перегородки, маси 2 штуцерів та маси 2 фланців Dу =150 мм:

М = Mф1 + Mф2 + Mц + Мпер + Мшт + Ме .

Об?єм еліптичної частини наближено визначимо як добуток площі шарового сегменту на його товщину, де радіусом шару приймемо внутрішній діаметр кожуха:

V = 2рR•h•s = 2 • 3,14 • 0,6 • 0,1• 0,005 = 0,001884 м3

Маса еліптичної частини:

Ме = V•сст = 0,001884 • 7850 = 14,8 кг.

Масу перегородки наближено визначимо як массу паралелепіпеда товщиною 5 мм, шириною 600 мм та висотою hпер:

hпер = Lк - s - 0,5•he = 555 - 5 - 100/2 = 500 мм:

Мпер = 0,5 • 0,6 • 0,005 • 7850 = 11,8 кг.

Маса розподільчої камери:

М=Mф1+Mф2+Ме+0,785•((Dнс2-Dвс2)• lц+n•(Dштз2-Dштв2)• lшт) • сст=

=97,81+28,28+14,8+0,785• ((0,61²-0,6²)• 0,380+2• (0,159²-0,15²)•0,059)• 7850= 159,5 кг.

Маса кришки складається з маси фланцю Dу = 600 мм, маси еліптичного днища та циліндричної відбортовки (hо=35 мм):

Мкр = Mф1+Mц +Ме = 97,81 + 9,9 + 14,8 = 122,5 кг.

Маса розподільчої камери та кришки

Мрк =159,5+122,5=282,0 кг.

4.1.3. Маса труб.

Мтр= nтр •lтр•0,785•( dз2- dв2 )•сст =240•3,0•0,785• (0,025²- 0,021² )•7850==816 кг.

4.1.4. Маса трубних решіток.

Mреш (1) = 0,785•( Dв2- nтр • dв2 )•bреш • ст =0,785• ( 0,60²- 240 • 0,02² ) • 0,016 • 7850=26кг

Маса 2-х трубних решіток:

Mреш = 2•Mреш (1) = 2•26= 52 кг

4.1.5. Маса сегментних перегородок.

Приблизно можна прийняти, що маса 1 перегородки дорівнює 2/3 маси 1 трубної решітки при їх однаковій товщині.

Mпер = 8•0,66•26= 137,3кг.

4.1.6. Маса опор.

Масу опор визначаємо за даними табл. 2.24 [3,с.66].

Mоп = 2 • 10,0 = 20,0 кг.

4.1.7. Загальна маса теплообмінника.

Складається з маси кожуха Мкож, маси 2-х розподільчих камер Мрк, маси теплообмінних труб Мт, маси сегментних перегородок Мпер, маси трубних решіток Мтр, маси опор Мо та маси болтів, гайок та шайб.

Масу болтів, гайок та шайб - орієнтовно оцінимо у 3% від загальної маси апарату.

М =1,03 (Мкож + Мрк + Мт + Мпер + Мтр + Мо) =

= 1,03 (404,2+ 282,0 + 816 + 137,3 + 52+ 20,0) = 1763кг.

Визначена маса теплообмінника менша максимально можливої для апаратів, розрахованих на тиски до 1,6 МПа, яка наведена у [ 8 ] (1820кг).

5.Техніко-економічний розрахунок

Техніко-економічний розрахунок дозволяє знайти оптимальні умови для теплообмінних апаратів з врахуванням капітальних затрат, амортизації обладнання і експлуатаційних витрат.

К=К_а+К_е

К_а-амартизаційні витрати

К_е-експлуатаційні витрати

1. Амортизаційні витрати:



Ка=МЧСмЧа

Ка=1763Ч30Ч0,08=4231 грн/рік

де М - загальна маса апарату, кг

С_М - вартість 1 кг сталі для виробництва теплообмінного апарату, грн./кг,

С_М = 30 грн./кг

а - річна доля амортизаційних відрахувань, %, а = 0,08%

2. Експлуатаційні витрати:

Ке=NЧCЕЧД

Ке=(0,19+0,03)Ч1,839Ч7400

де N - потужність електродвигунів насосів, кВт,

С_Е - вартість 1 кВт·год електроенергії, грн/(кВт год)

С_Е = 1,839грн/(кВт·год)

Д - тривалість роботи апарату в році, год/рік

Д = 7400 год/рік

2.Розрахунок теплоізоляції

Теплова ізоляція- один із основних факторів, які зменшують втрати теплоти і зберігають паливо.

Товщина ізоляції повинна бути такою, щоб температура її поверхні не перевищувала за 50 ? C

д=

б=9,76+0,07(tіз-tn)=9,76+0,07(50-20)=11,86

tіз =50 ? C

tn =20 ? C

ліз=0,047 Вт/(мЧК)



ліз- коефіцієнт теплопровідності ізоляційного матеріалу (пінопласт)

д= = 0,0058м =0,58см.



Література

1.О. І. Черевко, А. М. Поперечний

Ч- 46 Процеси і апарати харчових виробництв: підручник / О. І. Черевко,

А. М. Поперечний. Ї 2-е видання, доп. та випр. Ї Х.: Світ Книг, 2014. Ї

495 с.

2.http://te.kpi.ua/metod/%D0%9A%D0%BE%D0%B6%D1%83%D1%85%D0%BE%D1%82%D1%80%D1%83%D0%B1.%20%D0%A2%D0%9E%20_%D0%9A%D0%9F.pdf

3.https://sites.google.com/site/osnoviteplotehnikitagidravliki/rozdil-tretij-teoria-teplomasoobminu/-3-5-teploobminni-aparati/1-klasifikacia-teploobminnih-aparativ

Размещено на Allbest.ru

...