Размещено на http://www.allbest.ru/

Задание

Спроектировать горизонтальный кожухотрубчатый теплообменник для конденсации D = 1,6 кг/c перегретого пара с температурой tп = 100 0C и давлением Р = 0,06 МПа. Охлаждающая жидкость поступает в трубки с начальной температурой t = 5 0С.

Вид пара - водяной;

Охлаждающая жидкость - вода.



Введение

Теплообменным аппаратом называется устройство, предназначенное для передачи теплоты от горячей среды к холодной.

Кроме аппаратов, в которых передача теплоты является единственной производственной задачей (как для всевозможных нагревателей, охладителей, конденсаторов, испарителей), к теплообменникам можно отнести и разнообразные технологические установки и устройства, например, двигатели внутреннего сгорания, печи для термической обработки материалов, электрические машины, химические реакторы и пр. Общим для них является то, что для рациональной их эксплуатации необходим подвод или отвод определенного количества теплоты. В электрических машинах и аппаратах это будет охлаждение токоведущих частей с целью недопущения перегрева проводника и изоляции.

По механизму переноса теплоты теплообменные аппараты делятся на три основные группы: рекуперативные, регенеративные и смесительные.

По потенциалу теплоносителя теплотехническое оборудование можно разделить на низкотемпературное, среднетемпературное и высокотемпературное.

К высокотемпературным установкам относятся промышленные печи, им соответствуют рабочие температуры в пределах 400...2000 °С.

Низко- и среднетемпературное оборудование представляет собой теплообменные аппараты, установки для тепловлажностной обработки и сушки материалов и изделий, установки утилизации тепла и пр. Рабочий диапазон среднетемпературных процессов и установок находится, как правило, в пределах 150...700 °С. Процессы с более низкими температурами, до -150 °С, называют криогенными.



1. Описание технологической схемы

В парожидкостном аппарате греющей средой является пар, нагреваемой - жидкость. Применяются на тепловых электрических станциях и отопительных котельных в качестве подогревателей питательной воды котлов, конденсаторов, сетевых подогревателей воды в системах отопления и горячего водоснабжения.

В упрощённом виде пароводяной теплообменник можно представить состоящим из горизонтального или вертикального цилиндрического кожуха с верхним и нижним патрубками, в который заключён пучок труб малого диаметра.

В кожух через верхний патрубок подаётся высокотемпературный перегретый пар, который конденсируется в процессе прохождения от контакта со стенками труб пучка; конденсат выходит из кожуха через нижний патрубок. Одновременно в трубный пучок подаётся вода, которая нагревается паром. Для увеличения поверхности теплообмена трубы трубного пучка могут выполняться с волнообразной накаткой (т.н. турбулизаторами).

Распределение воды в трубах пучка производится при помощи распределительной камеры (камер) на торце (торцах) кожуха. В случае, если трубы пучка имеют прямую форму - камер две, одна из которых, как и кожух, оснащена двумя патрубками - для ввода и вывода воды. Если трубы U-образные, необходимость во второй распределительной камере отсутствует.



Б - вход пара; В - вход и выход воды; Г - выход конденсата; Dн - диаметр корпуса аппарата; 1 - корпус; 2 - трубный пучок; 3 - передняя водяная камера с перегородкой; 4 - задняя водяная камера

Рисунок 1. Схема устройства двухходового горизонтального пароводяного подогревателя

У теплообменников с прямыми трубами ток воды в трубном пучке может быть организован по одно-, двух-, четырёхходовому (и более) принципу; количество ходов, как правило, указывается в маркировке.



2. Проектирование аппарата

В данной работе необходимо выполнить конструктивный тепловой и гидравлический расчет теплообменного аппарата, который заключаются в определении величины его поверхности теплообмена и мощности, необходимой для перемещения каждого теплоносителя в теплообменнике.

2.1 Тепловой расчет аппарата

Тепловой расчет основан на совместном решении уравнений теплового баланса и теплопередачи.

Тепловой расчет имеет два этапа. Первый - охлаждение пара при данном давлении Р = 0,06 Мпа до tнас = 85,95 0С

Для охлаждения необходимо отнять теплоты

Q1= Gn(i - i11),

где удельные энтальпии пара

i = 2688 кДж/кг при t =100 0С и Р = 0,1 МПа

i11 = 2653 кДж/кг при t = 85,95 0C и P = 0,06 МПа

Gn=1,2 кг/с по условию

количество перегретого пара

Q1 =1,2(2688 - 2653)103 = 42000 Дж

Для того, чтобы сконденсировать пар необходимо еще отнять теплоты.

Q2= Gn(i11- i1)

где i1 = 360 кДж/кг - удельная энтальпия воды на линии насыщения

Q2= 1,2 (2653 - 360)103 = 2751600 Дж

Таким образом, для конденсации пара необходимо отнять теплоты

Q = Q1 + Q2

Q = 42000 + 2751600 = 2793600 Дж

Исходя из того, что мы предварительно принимаем разность температуры не должна принимать значения менее 10 0C, получаем, что температура охлаждающей воды в месте, где начинается конденсация пара , равной.

tв = 85,95 - 10 = 75,95 0C

Удельная теплоемкость воды при 0100 0С равна Св = 4190 Дж/(кгК)

Тогда необходимый расход воды может быть найден из уравнения теплового баланса участка конденсации

Q = GВ CВ (t 1 - t11)

2793600 = GВ 4190 (75,95 - 5)

GВ = 2793600 /(4190 (75,95 - 5)) = 9,39 кг/c

Температуру воды на выходе из конденсатора определим из уравнения теплового баланса

Q = GВ CВ (t 1 - t11)

t2 = Q/(GВСВ) + t11

t2 = 2793600/(9,394190) + 5 = 76 0C

При изменении агрегатного состояния теплоносителя его температура остается постоянной вдоль всей поверхности теплообмена t1 = 85,95 0C

В диапазоне прямо и противоположном движениям теплоносителей средняя разность температур определяется по формуле:

tср = (tб - tм)/ln(tб /tм) ,



где

tм = 100 - 76 = 24 0C;

tб = 85,95 - 5 = 80,95 0C;

tб /tм = 80,95/24 = 3,37 2 , значит

tср = (80,95 - 24)/ln(80,95/24) = 46,8 0C

Средняя температура охлаждающей воды:

t2 = t1 - tср

t2 = 85,95 - 46,8 = 39,15 0C

Объемный расход охлаждающей воды:

V2 = Gв/в

где в = кг/м3 - плотность воды при t = 39,150C методом интерполяции известных величин.

V2 = 9,39/992,4 = 0,0094 м3/с,

Ориентировочно определяем максимальную величину площади поверхности теплообмена. Максимальное значение коэффициента теплопередачи от пара к охлаждающей воде Кср =1000 Вт/(м2к), тогда

Fmax = Q/(Кср tср)

Fmax = 2793600/(100046,8) = 59,69 м2

Задаваясь числом Re = 4500, определяем отношение n/z для теплообменника из труб диаметром dм = 202,0 мм

n/z= 4Gв/( dм вRe)



где n - общее число трубок;

z - число ходов по трубному пространству;

dвн = 0,016 м - внутренний диаметр труб;

в=0,00058264 Пас - динамическая вязкость охлаждающей воды при средней температуре 46,8 0C

n/z= 49,39/(0,0200,000582644500) = 227,9

Принимаем n/z= 228

По площади теплообмена Fmax = 59,69 м2 и отношению n/z = 228 выбираем следующие параметры теплообмена:

1 D=600мм; dм =202мм; z=1; n/z =389; F=73 м2

2 D=600мм; dм =202мм; z=2; n/z =370; F=70 м2

3 D=600мм; dм =202мм; z=4; n/z=334; F=63 м2

Проведем уточненный расчет этих вариантов

2.1.1 Уточненный расчет 1 варианта

Расчет коэффициента теплопередачи К выполняется для стационарных условий теплообмена, когда тепловые потоки от конденсирующегося пара стенки, через стенку и от стенки к охлаждающей воде равен:

q1 = qст = q2

Так как коэффициенты 1 и 2, определяющие интенсивность теплообмена между теплоносителями и стенкой, зависят от неизвестных температур tст1 и tст2, они определяются методом последовательных приближений.



Рисунок 2. Распределение температур на стенке трубки в процессе теплопередачи.

Первое приближение

Для установившегося режима передачи тепла справедливо равенство:

q = 1t 1 = 1/(/) tст = 2 t2

Для вычисления коэффициентов теплоотдачи от горячей стенки к охлаждающей воде 2 задаемся в первом приближении t2 = 5 0C

Определим критерии Рейнольдса, Прандтля

Re = 4Gв/( dмв n/z)

Pr = СВв/ в ,

где в= 0,64384 Вт(м2К) - коэффициент теплопроводности охлаждающей воды при tср = 46,8 0С

Re = 49,39/(3,140,0160,00058264228) = 5628

Pr = 41900,00058264/0,64384= 3,79

Коэффициент теплоотдачи охлаждающей воды, движущейся в трубах горизонтального теплообменника:

Nu = 0,08Re0,9Pr0,43

Nu = 0,0856280,93,790,43 = 337

2=/dNu

2 = 0,64384/0,016337 = 13560 Вт(м2К)

Сумма термических сопротивлений стенки труб из нержавеющей стали и загрязнений со стороны охлаждающей воды и пара

(/) = 0,002/17,5 + 1810-5 +1810-5 = 0,00047 м2К /Вт

Перепад температур на стенке:

tст =2 t2(/)

tст =13560 50,00047 = 31,86 0C

Тогда

t1 = tср - tст - t2

t1 = 46,8 - 31,86 - 5 = 9,94 0C

Коэффициент теплоотдачи пара, конденсирующегося на пучке горизонтально расположенных труб:

где к = 969,352кг/м3 - плотность конденсата при tк = 85,95 0С

к= 0,677757 Вт/мк - теплопроводность конденсатора при tк = 85,95 0С

к = 0,0003311 Пас - динамическая вязкость жидкости при tк = 85,95 0С

zк = 359992 Дж/кг - удельная теплота конденсации при tк= 85,95 0С

Проверим правильность первого приближения:

q1 =1t1

q2 =2t2

q1 = 94719,94 = 94142 Вт/м2

q2 = 135605 = 67800 Вт/м2

Очевидно, что q1q2

Второе приближение

Во втором приближении принимаем t2 = 5,5 град

Число Рейнольдса, критерии Прандтля и Нуссельта остаются прежними и коэффициент теплоотдачи охлаждающей воды, движущейся в трубах горизонтального теплообменника остаются прежними.

Re = 5628 Pr = 3,79 Nu = 337 2 = 13560 Вт/м2К

Сумма термических сопротивлений стенки труб из нержавеющей стали и загрязнений со стороны охлаждающей воды и пара.

(/) = 0,002/17,5 + 1810-5 + 1810-5 = 0,00047 м2К /Вт

Перепад температур на стенке:

tст =2 t2 (/)

tст = 13560 5,50,00047 = 35,05 0C

t1 = 46,8 - 35,05 - 5,5 = 6,25 0C

Тогда:

q1=1t1

q2=2t2

q1= 91756,25 = 57344 Вт/м2

q2 =135605,5 = 74580 Вт/м2

Снова q1q2

Третье приближение

В третьем приближении принимаем t2 = 5,3 0C

Число Рейнольдса, критерии Прандтля и Нуссельта остаются прежними и коэффициент теплоотдачи охлаждающей воды, движущейся в трубах горизонтального теплообменника остаются прежними.

Re = 5628 Pr = 3,79 Nu = 337 2 = 13560 Вт/м2К

Сумма термических сопротивлений стенки труб из нержавеющей стали и загрязнений со стороны охлаждающей воды и пара.

(/) = 0,002/17,5 + 1810-5 +1810-5 = 0,00047 м2К /Вт

Перепад температур на стенке:

tст =2 t2 (/)

tст = 13560 5,30,00047 = 33,77 0C

t1 = 46,8 - 33,77 - 5,3 = 7,73 0C

Тогда

q1= 1t1

q2 = 2t2



q1 = 92897,73 = 71803,97 Вт/м2

q2 = 135605,3 = 71868 Вт/м2

Очевидно, что q1 q2 , разница составляет 0,09 4

Для определения поверхности теплопередачи и выбора конкретного варианта конструкции теплообменного аппарата необходимо определить коэффициент теплопередачи. Его можно рассчитать с помощью уравнения (2.1) [1] аддитивности термических сопротивлений на пути теплового потока:

+,

где - толщина стенки;

r31 , r32 - термические сопротивления слоев загрязнений обеих сторон стенки.

Коэффициент теплопередачи равен:

К=1/(1/9289+0,00047+1/13560) = 1535 Вт/м2к

Требуемая поверхность теплообмена:

F=Q/(Ktср)

F=2793600/(153546,8) = 38,88 м2

Из табл. 2.3 подходит из выбираемого ряда аппарат с L=2,0м и F=49 м2.

D=600мм; dм =202мм; z=1; n/z =389

Его масса равна М1 = 1540 кг.

При этом запас равен:

= (49 - 38,88)/38,88100 = 26,02 .

2.1.2 Уточненный расчет варианта 2

D=600мм; dм =202мм; z=2; n/z =370; F=73м2

Первое приближение

Для установившегося режима передачи тепла справедливо равенство:

q = 1t 1 = 1/(/) tст = 2 t2

Для вычисления коэффициентов теплоотдачи от горячей стенки к охлаждающей воде 2 задаемся в первом приближении t2 = 5 0C

Определим критерии Рейнольдса, Прандтля

Re = 4Gв/( dмв n/z)

Pr = СВв/ в ,

где в= 0,64384 Вт(м2К) - коэффициент теплопроводности охлаждающей воды при tср = 46,8 0С

Re = 49,39/(3,140,0160,00058264370) = 3468

Pr = 41900,00058264/0,64384= 3,79

Коэффициент теплоотдачи охлаждающей воды, движущейся в трубах горизонтального теплообменника:

Nu = 0,08Re0,9Pr0,43

Nu = 0,0834680,93,790,43 = 218

2=/dNu

2 = 0,64384/0,016218 = 8773 Вт(м2К)

Сумма термических сопротивлений стенки труб из нержавеющей стали и загрязнений со стороны охлаждающей воды и пара

(/) = 0,002/17,5 + 1810-5 +1810-5 = 0,00047 м2К /Вт

Перепад температур на стенке:

tст =2 t2(/)

tст = 8773 50,00047 = 20,61 0C

Тогда

t1 = tср - tст - t2

t1 = 46,8 - 20,61 - 5 = 21,19 0C

Коэффициент теплоотдачи пара, конденсирующегося на пучке горизонтально расположенных труб:

где к = 969,352кг/м3 - плотность конденсата при tк = 85,95 0С

к= 0,677757 Вт/мк - теплопроводность конденсатора при tк = 85,95 0С

к = 0,0003311 Пас - динамическая вязкость жидкости при tк = 85,95 0С

zк = 359992 Дж/кг - удельная теплота конденсации при tк= 85,95 0С

Проверим правильность первого приближения:

q1 =1t1

q2 =2t2

q1 = 547521,19 = 116015 Вт/м2

q2 = 87735 = 43865 Вт/м2

Очевидно, что q1q2

Второе приближение

Во втором приближении принимаем t2 = 6 град

Число Рейнольдса, критерии Прандтля и Нуссельта остаются прежними и коэффициент теплоотдачи охлаждающей воды, движущейся в трубах горизонтального теплообменника остаются прежними.

Re = 3468 Pr = 3,79 Nu = 218 2 = 8773 Вт/м2К

Сумма термических сопротивлений стенки труб из нержавеющей стали и загрязнений со стороны охлаждающей воды и пара.

(/) = 0,002/17,5 + 1810-5 + 1810-5 = 0,00047 м2К /Вт

Перепад температур на стенке:

tст =2 t2 (/)

tст = 8773 60,00047 = 24,73 0C

t1 = 46,8 - 24,73 - 6 = 16,07 0C

Тогда:

q1=1t1

q2=2t2

q1= 6,25 = 32206 Вт/м2

q2 =87736 = 52638 Вт/м2

Снова q1q2

Третье приближение

В третьем приближении принимаем t2 = 6,8 0C

Число Рейнольдса, критерии Прандтля и Нуссельта остаются прежними и коэффициент теплоотдачи охлаждающей воды, движущейся в трубах горизонтального теплообменника остаются прежними.

Re = 3468 Pr = 3,79 Nu = 218 2 = 8773 Вт/м2К

Сумма термических сопротивлений стенки труб из нержавеющей стали и загрязнений со стороны охлаждающей воды и пара.

(/) = 0,002/17,5 + 1810-5 +1810-5 = 0,00047 м2К /Вт

Перепад температур на стенке:

tст =2 t2 (/)

tст = 8773 6,80,00047 = 28,03 0C

t1 = 46,8 - 28,03 - 6,8 = 11,97 0C

Тогда

q1= 1t1

q2 = 2t2

q1 = 494211,97 = 59155,74 Вт/м2

q2 = 87736,8 = 59656,4 Вт/м2

Очевидно, что q1 q2 , разница составляет 0,84 4

Для определения поверхности теплопередачи и выбора конкретного варианта конструкции теплообменного аппарата необходимо определить коэффициент теплопередачи. Его можно рассчитать с помощью уравнения (2.1) [1] аддитивности термических сопротивлений на пути теплового потока:

+,

где - толщина стенки;

r31 , r32 - термические сопротивления слоев загрязнений обеих сторон стенки.

Коэффициент теплопередачи равен:

К = 1/(1/4942+0,00047+1/8773) = 1272 Вт/м2к

Требуемая поверхность теплообмена:

F = Q/(Ktср)

F = 2793600/(127246,8) = 46,92 м2

Из табл. 2.3 подходит из выбираемого ряда аппарат с L=2,0м и F=47 м2.

D=600мм; dм =202мм; z=2; n/z =337

Его масса равна М1 = 1540 кг.

При этом запас равен:

= (47 - 46,92)/46,92100 = 0,001 .

2.1.3 Уточненный расчет варианта 3

D=600мм; dм =202мм; z=4; n/z=334; F = 63 м2

Первое приближение

Для установившегося режима передачи тепла справедливо равенство:

q=1t 1=1/(/) tст =2 t2

Для вычисления коэффициентов теплоотдачи от горячей стенки к охлаждающей воде 2 задаемся в первом приближении t2=5 0C

Определим критерии Рейнольдса, Прандтля

Re= 4Gв/ dмв n/z

Pr=СВв/ в ,

где в= 0,64384 Вт(м2К) - коэффициент теплопроводности охлаждающей воды при tср = 46,8 0С

Re = 49,39/(3,140,0160,00058264234) = 5483

Pr = 41900,00058264/0,64384= 3,79

Коэффициент теплоотдачи охлаждающей воды, движущейся в трубах горизонтального теплообменника:

Коэффициент теплоотдачи охлаждающей воды, движущейся в трубах горизонтального теплообменника:

Nu = 0,08Re0,9Pr0,43

Nu = 0,0854830,93,790,43 = 328

2=/dNu

2 = 0,64384/0,016328 = 13198 Вт(м2К)

Сумма термических сопротивлений стенки труб из нержавеющей стали и загрязнений со стороны охлаждающей воды и пара

(/) = 0,002/17,5 + 1810-5 +1810-5 = 0,00047 м2К /Вт

Перепад температур на стенке:

tст =2 t2(/)

tст = 13198 50,00047 = 31,04 0C

Тогда

t1 = tср - tст - t2

t1 = 46,8 - 31,04 - 5 = 10,76 0C

Коэффициент теплоотдачи пара, конденсирующегося на пучке горизонтально расположенных труб:

где к = 969,352кг/м3 - плотность конденсата при tк = 85,95 0С

к= 0,677757 Вт/мк - теплопроводность конденсатора при tк = 85,95 0С

к = 0,0003311 Пас - динамическая вязкость жидкости при tк = 85,95 0С

zк = 359992 Дж/кг - удельная теплота конденсации при tк= 85,95 0С

Проверим правильность первого приближения:

q1 =1t1

q2 =2t2

q1 = 955710,76 = 102833 Вт/м2

q2 = 131985 = 65990 Вт/м2

Очевидно, что q1q2

Второе приближение

Во втором приближении принимаем t2 = 6 град

Число Рейнольдса, критерии Прандтля и Нуссельта остаются прежними и коэффициент теплоотдачи охлаждающей воды, движущейся в трубах горизонтального теплообменника остаются прежними.

Re = 5483 Pr = 3,79 Nu = 328 2 = 13198 Вт/м2К

Сумма термических сопротивлений стенки труб из нержавеющей стали и загрязнений со стороны охлаждающей воды и пара.

(/) = 0,002/17,5 + 1810-5 + 1810-5 = 0,00047 м2К /Вт

Перепад температур на стенке:

tст =2 t2 (/)

tст = 13198 60,00047 = 37,21 0C

t1 = 46,8 - 37,21 - 6 = 3,59 0C

Тогда:

q1=1t1

q2=2t2

q1= 3,59 = 12769 Вт/м2

q2 =131986 = 79188 Вт/м2

Снова q1q2

Третье приближение

В третьем приближении принимаем t2 = 5,2 0C

Число Рейнольдса, критерии Прандтля и Нуссельта остаются прежними и коэффициент теплоотдачи охлаждающей воды, движущейся в трубах горизонтального теплообменника остаются прежними.

Re = 5483 Pr = 3,79 Nu = 328 2 = 13198 Вт/м2К

Сумма термических сопротивлений стенки труб из нержавеющей стали и загрязнений со стороны охлаждающей воды и пара.

(/) = 0,002/17,5 + 1810-5 +1810-5 = 0,00047 м2К /Вт

Перепад температур на стенке:

tст =2 t2 (/)

tст = 13198 5,20,00047 = 32,25 0C

t1 = 46,8 - 32,25 - 5,2 = 9,35 0C

Тогда

q1= 1t1

q2 = 2t2

q1 = 94339,35 = 88198,55 Вт/м2

q2 = 131986,8 = 89746,4 Вт/м2

Очевидно, что q1 q2 , разница составляет 1,75 4

Для определения поверхности теплопередачи и выбора конкретного варианта конструкции теплообменного аппарата необходимо определить коэффициент теплопередачи.

Его можно рассчитать с помощью уравнения (2.1) [1] аддитивности термических сопротивлений на пути теплового потока:

+,

где - толщина стенки;

r31 , r32 - термические сопротивления слоев загрязнений обеих сторон стенки.

Коэффициент теплопередачи равен:

К = 1/(1/9433+0,00047+1/13198) = 1534 Вт/м2К

Требуемая поверхность теплообмена:

F = Q/(Ktср)

F = 2793600/(153446,8) = 38,91 м2

Из табл. 2.3 подходит из выбираемого ряда аппарат с L=2,0м и F=42 м2.

D=600мм; dм =202мм; z=4; n/z =334

Его масса равна М1 = 1540 кг.

При этом запас равен:

= (42 - 38,91)/38,91100 = 7,94 .

Нормы технологического проектирования требуют выполнения условия

Это означает, что запас площади теплопередачи должен быть не меньше 10% и не больше 30%. Если это условие не выполняется, надо брать другой конденсатор.

Очевидно, что по запасу площади теплообмена нам подходят два варианта подобранных теплообменника.

Из табл. 2.3 подходит из выбираемого ряда аппарат с L=2,0м и F=49 м2.

D=600мм; dм =202мм; z=1; n/z =389

Его масса равна М1=1540 кг.

При этом запас равен:

= (49 - 38,88)/38,88100 = 26,02 .

2.2 Гидравлический расчет аппарат

Гидравлический расчет аппарата необходим для определения затрат энергии на перемещение жидкости и газов, и подбор насосов и вентиляторов. Гидравлическое сопротивление обусловлено сопротивлением трения и местными сопротивлениями, возникающими при изменениях скорости потока. Расчет для аппарата: L=2,0 м; F=49 м2; D=600мм; dм =202мм; z=1; n/z =389;

Скорость воды в трубах определяем по формуле:

щтр = ;

щтр = = 0,03 м/с.

Расчет коэффициента трения:

л = ;

где 64 - коэффициент, зависящий от формы сечения трубопровода.

л = = 0,011

Скорость воды в штуцерах:

щтр.ш = ,

где dш - диаметр штуцера в распределительной камере

щтр.ш = м/с.

В трубном пространстве имеют место следующие местные сопротивления : вход в камеру и выход из нее , вход в трубы и выход из них. Тогда гидравлические сопротивления трубного пространства:

?Ртр =;

?Ртр = 0,011• = 132 Па.

Скорость пара на входе в межтрубное пространство

щш.1 = ;



где d = 200мм - диаметр штуцера на входе в межтрубное пространство

п = 0,3661 кг/м3 - плотность пара при давлении P = 0,06 МПа

щш.1 = = 104 м/с, ,

Скорость конденсата в штуцере на выходе из межтрубного пространства

щш.2 = ;

где d = 200мм - диаметр штуцера на выходе в межтрубное пространство

к = 967,93 кг/м3 - плотность конденсата при tк = 85,95 0С

щш.2 = = 0,039 м/с,

Скорость конденсата в наиболее узком сечении межтрубного пространства площадью Sмтр= 0,06м/с

щм.тр. = ;

щм.тр. = ;

Число рядов труб, омываемых конденсатом в межтрубном пространстве

m = , m = =11

где число сегментных перегородок х = 8

Re м.тр. = 

Re м.тр. = = 1208;

В межтрубном пространстве имеют место следующие местные сопротивления: входного пара и выходного конденсата через штуцера, 8 поворотов через сегментные перегородки, и 9 сопротивлений трубного пучка при его поперечном обтекании.

Сопротивление межтрубного пространства

Pмтр=1,5 (2п/2)+1,5x (2к/2)+3m(x+1)/Re0,22к/2

?Рм тр. = = 61,71 Па

2.3 Механический расчет аппарата

Толщина стенки конденсата:

д = + C,

где [у] - допустимое напряжение мПа;

для стали Х18М10Т [у] = 140 мПа;

Dв - внутренний диаметр корпуса аппарата, м;

с - внутреннее давление в корпусе, МПа;

ц - коэффициент прочности сварного шва;

С - прибавка к расчетной толщине стенки учитывая коррозию и т.д.

д = + 0,001= 0,0016м.

Принимаем толщину стенки равной 0,005 м.

Толщину стенки для крышки определяем по формуле:

дк = + C,

где R - радиус кривизны в вершине;

R = 0,25 • Dв / h,

где h - высота выпуклой части наружной поверхности крышки, не менее

h=0,2 • Dв = 0,2 • 0,6 = 0,12 м.

R = 0,25 • 0,6 / 0,12 =1,25,

дк = + 0,001 = 0,002 м

Принимаем толщину стенки крышки равной 0,005 м.

Расчет болтов фланцевого соединения крышек аппарата:

Po = ,

где Z - число болтов на фланце (принимаем кратным 4, в данном случае 16 болтов);

N - общая сила нормального давления на прокладку;

Q - усилие, отрывающее крышку от фланца.

N = р • (Dн2 - Dв2) • уу /4, где

Dн - наружный диаметр прокладки;

Dв - внутренний диаметр прокладки;

уу - удельное давление на прокладку, для твердой резины уу = 3,5 мПа.

Q = P • Fкр,

где Fкр - площадь проекции внутренней поверхности крышки на

поперечное сечение аппарата, ограниченной внутренней окружностью прокладки диаметром Dв, т.е.

Fкр =

Fкр = = 0,125 м2;

Q = 0,06 • 0,125 = 0,0075 МН;

N = (3,14 • (0,452 - 0,42) • 3,5) / 4 = 0,117 МН;

Ро = (0,117 + 0,0075) / 16 = 0,007 МН.

Уравнение прочности болта:

у = Ро / fб ? [ут],

где у - напряжение, возникающее в сечении болта, МПа;

fб - площадь поперечного сечения болта, м2;

[ут] - предел текучести материала болта при действующей температуре, МПа

([ут] =240 МПа для стали 3).

Диаметр резьбы болта:

dв = ;

dв = = 0,0061 м.

По найденному внутреннему диаметру резьбы подбираем ближайший стандартный болт:

dв = 8 мм (ГОСТ 7798-70) [3].

Расчет фланца. Толщина фланца:



дф = + С,

где а - расстояние от центра болтового отверстия до стенки трубы, м (конструктивно принимаем а = 0,022 м);

z - число болтов на фланце (в данном случае 16);

Dф - диаметр окружности сопряжения трубы с фланцем, м (Dф = 0,606 м);

С - конструктивная прибавка (С = 0,003ч0,006);

[ун] - допустимые напряжения на изгиб мПа (для стали Х18М10Т

ун = 148 мПа).

дф = = 0,011 м.



3. Расчет тепловой изоляции аппарата

Наружная поверхность теплообменника для уменьшения тепловых потерь, создания безопасных условий труда обслуживающего персонала и защиты поверхности от коррозии, покрывается изоляцией.

Температура на поверхности аппарата должна быть не более 40ч50оС, т.к. у нас конденсатор и температура его поверхности около 30оС, то толщину тепловой изоляции рассчитывать не имеет смысла.

Для защиты аппарата от коррозии покрываем его краской.

Принимаем изоляционный материал - совелит, средняя температура внутри теплообменника ?tср = 85,95 0С; температура наружной поверхности изоляции, tиз = 40 0С, температура окружающего воздуха, tв = 20 0С

Суммарный коэффициент теплоотдачи в окружающую среду определим по формуле

б = 4704 + 0,07(20 - 85,95) = 4699 Вт/м2К

Удельный тепловой поток, q, Вт/м2

q = б (tиз - tв) = 4704(40 - 20) = 94080 Вт/м2

Принимая приближенно, что все сопротивление изоляции сосредоточено в слое изоляции, можно записать

q = л/д . (t - tв),

где л - теплопроводность изоляции, л = 0,098 Вт/мК;

д - толщина изоляции, м.

Откуда

д = л/q . (t - tв)



д = 0,098/(94080) . (85,95 - 20) = 0,031 м



4. Техника безопасности при эксплуатации аппаратов

При получении теплообменного аппарата с предприятия- изготовителя, перед вводом его в эксплуатацию необходимо произвести осмотр, проверку комплектности. регенеративный теплообменный энергия вентилятор

В процессе работы необходимо следить за надежной фиксацией оборудования. Ослабление фиксации механизмов может привести к поломке механизмов и оборудования.

При монтаже установки в цехе опоры необходимо крепить болтами к фундаменту. Вывинчивание опор с целью регулировки высоты машины более 20 мм не допускается.

Категорически запрещается установка шкафа электрооборудования непосредственно на машине.

Перед началом работы необходимо убедиться в наличии проводов защитного заземления в нижней части машины.

Перед началом работы необходимо убедиться в исправности блокирующих устройств.

Перед пуском установки необходимо соблюдать следующие меры предосторожности:

- не допускать попадания воды и масла на электрооборудование и перелив масла на пол в зоне обслуживания;

-не снимать кожухи и не регулировать механизмы на работающей машине;

-не производить регулировку частоты вращения мешалки до ее полной остановки.

При обнаружении неисправностей на работающей установке ее необходимо отключить.

Инструктаж и обучение персонала проводят в следующем порядке: вводный инструктаж; первичный инструктаж на рабочем месте; периодический повторный инструктаж; обучение рабочих, занятых на особо опасных ответственных и работах.

Вводный инструктаж является первым этапом обучения технике безопасности. Он проводится со всеми вновь поступающими на предприятие. Помимо этого проводится инструктаж на рабочем месте. Инструктаж проводится индивидуально. Также рабочие ежеквартально проходят повторный инструктаж.

Перед началом работы все оборудование (основное и вспомогательное) надлежит тщательно осмотреть, проверить исправность, опробовать на холостом ходу.

Во избежание ожогов и тяжелых травм при обслуживании теплообменных аппаратов их необходимо охлаждать до 40°С при помощи изоляции, снять противодавление уплотнительного шланга. Отдавать откидные болты и открывать крышки теплообменника можно только после снятия давления и при открытом паровыпускном кране. При этом работающий должен находиться на безопасном расстоянии. Крышки в открытом состоянии должны надежно стопориться.

Теплообменные аппараты должны иметь хорошую теплоизоляцию, исправные термометры с отметкой допустимого значения температуры.

Все виды оборудования с электроприводом должны быть заземлены или подсоединены к заземленному нулевом проводу.



Список используемой литературы

1. Методические указания по курсовому проектированию.

2. Кавецкий Г.Д., Королев А.В. Процессы и аппараты пищевых производств. М. Агропромиздат, 1991

3. Павлов К.Ф., Романков П.Г., Носков А.А.

4. Примеры и задачи по курсу процессов и аппаратов химической технологии. Учебное пособие для вузов/Под ред. чл.-корр. АН СССР П.Г. Романкова. - 10-е изд., перераб. и доп.- Л: Химия, 1987.-576 с., ил.

5. Лунин О.Г., Вельтищев В.Н. Теплообменные аппараты пищевых производств. - М.: Агропромиздат, 1987.- 239 с.: ил.- (учебники и учеб. пособие для высш. учеб. заведений).

6. Стабников В.Н., Лысянский В.М., Попов В.Д. Процессы и аппараты пищевых производств. - М.: Агропромиздат, 1985.- 503с.

Размещено на Allbest.ru

...