Кожухотрубный теплообменник

Введение

 

Практически во всех современных аппаратах  химической и пищевой технологии используются процессы теплообмена. Постоянное наращивание единичных мощностей и расширение производства обусловливают существенную экономию дорогостоящих и дефицитных конструкционных материалов, идущих на изготовление теплообменной аппаратуры, поскольку капиталовложения, приходящиеся на аппаратуру, на отечественном предприятии достигают 40 % от стоимости всего технологического оборудования.

Теплообменные аппараты в зависимости от процесса передачи теплоты от одной среды к другой делятся на смесительные и поверхностные. В смесительных аппаратах теплообмен осуществляется путем перемешивания горячих и холодных жидких или газообразных веществ, в поверхностных – между твердой стенкой и омывающим теплоносителем. Процесс теплообмена может протекать в однофазной среде или при изменении агрегатного состояния теплоносителя.

Поверхностные аппараты делятся на рекуперативные и регенеративные. В  рекуперативных тепло передается от горячего теплоносителя к холодному через твердую стенку, в регенеративных та же поверхность периодически омывается то горячей то холодной жидкостью или газом.

В современных технологических  установках различных химических и  пищевых производств превалирующую роль играют стационарные процессы конвективного теплопереноса [1].

 

 

1 Тепловой расчёт теплообменника

 

Из основного уравнения теплопередачи определяем площадь подогревателя

     (1.1)

где F – площадь теплопередающей  поверхности, м²;

      Q – тепловая нагрузка аппарата, Вт;

       k – коэффициент  теплопередачи, Вт/ (м^{2 .} К);

      - средний температурный напор, К,

 

1.1 Определение тепловой нагрузки аппарата

 

Для обогрева теплообменных аппаратов  в качестве горячих теплоносителей в пищевой и химической промышленности используют водяной пар, пары органических веществ и жидких теплоносителей.

Неизвестные расходы или температура  теплоносителей, а также потери теплоты в окружающую среду определяют из уравнения теплового баланса

   (1.2)

где Q_I – количество теплоты, необходимое для конденсации пара, Вт,

      Q_II – количество теплоты, необходимое для охлаждения конденсата, Вт,

       D – расход пара, кг/с;

       r – скрытая теплота конденсации пара, Дж/кг;

      с - средняя удельная теплоемкость конденсата, Дж/(кг^.К);

     Θ – разность температур, на которую охлаждается конденсат,  К

При р=0,1 МПа r=2260 кДж/кг, Т_н=100 ^оС

 

1.2. Определение расхода охлаждающей воды

 

Расход охлаждающей воды определим из уравнения 1.3 [1, с.11]

    (1.3)

где G_в и C_в – массовый расход и средняя удельная теплоемкость холодного теплоносителя (воды), кг/с и Дж/(кг^.К);

        t_к, t_н – конечная и начальная температура воды, К;

        x=1,03 – 1,05 - коэффициент, учитывающий потери теплоты в окружающую среду.

Средняя температура воды

   (1.4)

Этому значению температуры воды соответствует

Из формулы (1.3) следует, что

 

1.3 Определение температурного режима процесса

 

Цель расчета – определение средней разности температур и t_срII теплоносителей.

Для этого нужно установить характер изменения температур теплоносителей и выбрать схему их движения с учетом обеспечения наибольшей средней разности температур, наилучшего использования теплоты рабочих сред и создания наиболее благоприятных условий теплопередачи.

Определим температуру охлаждающей  воды, до которой она нагревается  при конденсации пара.

Для определения среднего температурного напора в случае прямотока и противотока рекомендуется следующая схема расчета

1) для I секции (конденсация пара)

 

T₁=100 ^оС                 пар                      Т₂=100 ^оС              (1.5)

 

t₁ =37 ^оС                   вода                      t₂ =18,6 ^оС

 

Поскольку отношение  <2, применяем для расчета среднего температурного напора следующую формулу

Определяем средние температуры  теплоносителей:

Средняя температура  пара

     (1.6)

Средняя температура воды

     (1.7)

2) для II секции (охлаждение конденсата)

 

T₁=100 ^оС               конденсат             Т₂=83 ^оС          

 

t₁ =18,6 ^оС                   вода                      t₂ =18 ^оС

 

Поскольку отношение  <2, применяем для расчета среднего температурного напора следующую формулу

Определяем средние температуры  теплоносителей:

Средняя температура охлаждающей воды

Средняя температура конденсата

 

1.4 Выбор теплофизических характеристик теплоносителей

 

Теплофизические свойства теплоносителей определяются при их средних температурах и заносим в таблицу 1.

 

Таблица 1 – Теплофизические свойства теплоносителей

Пространство и процесс		Физические величины	Обозначение	Числовые значения	Ссылка на источник
1		2	3	4	5
I секция	Межтрубное пространство, конденсация пара	Средняя температура, оС	tср1	100	[1, Приложение А]
		Плотность кг/м3	ρ1	958
		Удельная теплоемкость,	c1	4230
		Теплопроводность,	λ1	0,683
		Динамическая вязкость,	μ1	282∙10-6
		Кинематическая вязкость, м2/с	ν1	0,295∙10-6
		Число Прандтля	Рr1	1,75
	Трубное пространство, нагревание воды	Средняя температура теплоносителя, оС	tср2	27,7
		Плотность, кг/м3	ρ2	996,46
		Удельная теплоемкость,	c2	4182,3
		Теплопроводность,	λ2	0,6136
		Динамическая вязкость,	μ2	849,1∙10-6
		Кинематическая вязкость, м2/с	ν2	0,856∙10-6
		Число Прандтля	Рr2	5,79
Продолжение табл. 1
II секция	Межтрубное пространство, охлаждение конденсата	Средняя температура, оС	tср1	91,5	[1, Приложение А]
		Плотность кг/м3	ρ1	963,95
		Удельная теплоемкость,	c1	4196
		Теплопроводность,	λ1	0,6805
		Динамическая вязкость,	μ1	310,1∙10-6
		Кинематическая вязкость, м2/с	ν1	0,3214∙10-6
		Число Прандтля	Рr1	1,92
	Трубное пространство, нагревание воды	Средняя температура теплоносителя, оС	tср2	18,3
		Плотность, кг/м3	ρ2	998,34
		Удельная теплоемкость,	c2	4190
		Теплопроводность,	λ2	0,5949
		Динамическая вязкость,	μ2	1052,7∙10-6
		Кинематическая вязкость, м2/с	ν2	1,061∙10-6
		Число Прандтля	Рr2	7,45

 

 

1.5 Ориентировочный расчет площади поверхности аппарата.

 

Для ориентировочного расчета площади  поверхности аппарата принимаем ориентировочный коэффициент теплопередачи для I секции К=1000 Вт/(м^2.К) и для II секции К=1000 Вт/(м^2.К).

Ориентировочную площадь поверхности  аппарата рассчитываем по формуле

   (1.8)

где Q – тепловая нагрузка аппарата, Вт;

       К – принятый  коэффициент теплопередачи, Вт/ (м^2.К);

      - средний температурный напор, ^о С.

Для обеспечения высокой интенсивности  теплообмена со стороны конденсата необходимо обеспечить турбулентный режим движения и скорость течения воды в трубах аппарата w_х » 1,0 м/с [2, с. 13].

Для изготовления теплообменника выберем  трубы стальные, бесшовные диаметром Æ25×2 мм.

Необходимое число труб в аппарате n, обеспечивающее такую скорость, определим из уравнения расхода

V= ,     (1.9)

где м³/с – объемный расход воды;

d_вн=0,021 м – внутренний диаметр теплообменных труб;

n – число труб в аппарате, шт.;

w₂ =1,0 м/с – скорость движения воды в трубах.

Из уравнения (1.9)

Такому числу труб в одном  ходе и площади поверхности аппарата по ГОСТ 15122-79 наиболее полно отвечает одноходовой теплообменник диаметром 800 мм, с числом труб 465, длинной теплообменных труб 4000 мм и площадью поверхности .

Проверим скорость движения воды в  трубах аппарата.

Скорость жидкости в одной трубке

     (1.10)

где f_x – площадь сечения трубок в ходе, м².

    (1.11)

где d_вн – внутренний диаметр труб теплообменника, м;

       n – среднее число труб в ходе.

.

.

Значение скорости находится в  рекомендуемых пределах, поэтому  выбор конструкции аппарата закончен.

Так как теплоносители (конденсат  водяного пара и вода) не являются агрессивными, то для изготовления основных узлов и деталей (ГОСТ 15120-79) выбираем материалы по группе материального исполнения М1: кожух – В Ст3ст5 ГОСТ 14637-79; крышки – В Ст3ст5 ГОСТ 14637-79; трубы – сталь 10 ГОСТ 8733-87.

Коэффициент теплопроводности стали  [2]:

 

1.6 Приближенный расчет коэффициентов теплоотдачи и коэффициента теплопередачи.

 

Приближенным расчетом называется расчет коэффициентов  и К по формулам, не учитывающим влияние температуры стенки теплопередающей поверхности на интенсивность теплоотдачи.

1) I зона

Критерий Рейнольдса для воды:

Определим критерий Прандтля для  воды:

Критерий Нуссельта для воды:

   (1.12)

Коэффициент примем равным 1, полагая, что . Ввиду того, что температуры стенок со стороны водяного пара и воды пока неизвестны, примем сомножитель равным единице:

Коэффициент теплоотдачи от воды к стенке:

Коэффициент теплоотдачи от конденсирующего  пара к стенкам трубок для вертикальных трубок определяем по формуле [1,3,4].

    (1.13)

где r - плотность, кг/м³;

       l - коэффициент теплопроводности, Вт/(м^.К);

       n – общее количество  труб в одном аппарате, шт., n=465;

       m - коэффициент динамической вязкости, Па^.с;

       D_пара - массовый расход пара, кг/с.

Термическое сопротивление стенки и загрязнений:

Коэффициент теплопередачи:

Удельная тепловая нагрузка:

Расчетная площадь поверхности теплопередачи:

1) II зона

Критерий Рейнольдса для воды:

Определим критерий Прандтля для  воды:

Критерий Нуссельта для воды:

Коэффициент примем равным 1, полагая, что . Ввиду того, что температуры стенок со стороны водяного пара и воды пока неизвестны, примем сомножитель равным единице:

Коэффициент теплоотдачи от воды к  стенке:

Определяющим межтрубным размером является эквивалентный диаметр межтрубного пространства:

,

где n – число трубок в пучке.

Скорость движения конденсата по трубам определим по расходу

Критерий  Рейнольдса для конденсата:

Определим критерий Прандтля для конденсата:

Критерий  Нуссельта для конденсата:

где C=1,16 - коэффициент, учитывающий отсутствие поперечных (сегментных) перегородок в межтрубном пространстве.

Коэффициент теплоотдачи от конденсата к стенке:

Термическое сопротивление стенки и загрязнений:

Коэффициент теплопередачи:

Удельная тепловая нагрузка:

Расчетная площадь поверхности теплопередачи:

Площадь выбранного теплообменника немного больше необходимой, но для выполнения уточненного расчета оставим длину труб ранее выбранного в ориентировочном расчете аппарата 4 м.

 

1.7 Уточненный расчет коэффициентов  теплоотдачи. Окончательный выбор теплообменного аппарата.

 

Уточненным называется расчет коэффициентов теплопередачи по формулам и зависимостям, включающим температуру стенки.

Температуру стенки при этом рассчитываем методом  последовательных приближений исходя из того, что при установившемся процессе теплопередачи

q₁ = q₂ = q_ст ,     (1.14)

q₁ = a₁(t_ср1 – t _ст1) = a₁Dt₁,    (1.15)

q₂ = a₂(t_ст2 – t _ст2) = a₂Dt₂,    (1.16)

q_ст = a₂(t_ст2 – t _ст2) = a₂Dt₂,  (1.17)

 

1.7.1 Первое приближение

1) I зона

Для первого приближения задаемся значением температуры стенки со стороны горячего теплоносителя

(t_ст1)_I = t_ср1 – q/a₁     (1.18)

где q – удельная тепловая нагрузка, Вт/м².

      a₁–коэффициент теплопередачи для горячего теплоносителя, Вт/(м^2.К),

q = KDt_ср ,      (1.19)

(t_ст1)_I=100–(83627/5289)=84,2 ^оС

Рассчитываем коэффициент теплоотдачи  при конденсации насыщенного  пара на вертикальных трубах по формуле [1,3,4]:

,    (1.20)

Определим теплофизические  свойства конденсата при температуре 92,1 ^оС [3]

l_пл=0,6806 Вт/м К;

r_пл=963,53 кг/м³;

m_пл=308,07×10^-6 Па×с;

;

 

Температура поверхности стенки со стороны холодного теплоносителя:

,    (1.21)

Коэффициент теплоотдачи от стенки к холодному теплоносителю

(a₂)_I = ,     (1.22)

Критерий Прандтля для воды при 54,5 ^оС:

Коэффициенты теплоотдачи для  воды:

В первом приближении разница между (q₁)_I и (q₂)_I составляет более 5%, поэтому переходим к расчету второго приближения.

 

1.7.2 Второе приближение

1) I зона

Для второго  приближения рассчитываем значение температуры стенки со стороны горячего теплоносителя

(t_ст1)_II=t_ср1–(q_ср)_I/(a₁)_I     (1.23)

где (q_ср)_I – средняя удельная тепловая нагрузка, Вт/м²;

(q_ср)_I=[(q₁)_I +(q₂)_I]/2

(q_ср)_I=[77638+105526]/2=91582 Вт/м²

(α₁)_I – –коэффициент теплопередачи для горячего теплоносителя при первом приближении, Вт/(м^2.К),

(t_ст1)_II=100–(91582/4914)=81,4 ^оС

Определим теплофизические  свойства конденсата при температуре 90,7 ^оС [3]

l_пл=0,6802 Вт/м К;

r_пл=964,51 кг/м³;

m_пл=312,69×10^-6 Па×с;

;

 

Коэффициент теплоотдачи от стенки к холодному теплоносителю 

(a₂)_II=      (1.24)

Критерий Прандтля для воды при 47,9 ^оС:

Коэффициенты теплоотдачи для  воды:

Во втором приближении разница  между (q₁)_I и (q₂)_I составляет более 5 %, поэтому переходим к расчету второго приближения.

Расчет продолжаем, определяя t_ст1 графически по пересечениям линий q₁=f(t_ст1) и q₂=f(t_ст1) на рисунке 1.1.

Рис 1.1

 

(t_ст1)_III=82,1 ^оС

Определим теплофизические свойства конденсата при температуре  91,05 ^оС [3]

l_пл=0,6803 Вт/м К;

r_пл=964,27 кг/м³;

m_пл=311,54×10^-6 Па×с;

;

 

Критерий Прандтля для воды при 49,5 ^оС:

Коэффициенты теплоотдачи для воды:

Дальнейшее уточнение  , и других величин не требуется, т.к. расхождение между и не превышает 5 %.

Исправленные  значения К, q, , :

Коэффициент теплопередачи

Площадь поверхности  аппарата рассчитываем по формуле

F=117,4+4,6=122 м²

С учетом запаса площади теплопередачи 10 % необходимо

F=122+12,2=134,2 м²

По ГОСТ 15118-79 для одноходового теплообменника: D=800 мм, n=465 шт., F=146 м², L=4 м.

 

1.8 Обозначение выбранного теплообменного аппарата.

 

1. Диаметр кожуха D=800 мм по ГОСТ 9617-76.
2. Тип аппарата ТНВ – теплообменник с неподвижными трубными решетками вертикальный.
3. Условное давление в трубах и кожухе 1 МПа.
4. Исполнение по материалу – М1.
5. Исполнение по температурному пределу – 0 – обыкновенное.
6. Диаметр трубы – 25 мм.
7. Состояние поставки наружной трубы – Г – гладкая.
8. Длинна труб – 4 м.
9. Схема размещения труб – Ш – по вершинам равносторонних треугольников.
10. Число ходов – 1.
11. Группа исполнения – А.

Теплообменник

ГОСТ 15122-79

 

2. Конструктивный расчет

2.1 Выбор конструкционных  материалов при изготовлении  аппарата

 

Материал выбирают по рабочим условиям в аппарате: температуре, давлениям, химических свойствам теплоносителей и др. При выборе материала пользуемся рекомендациями [2, табл. 22] и ГОСТ 15199-79, 15120-79, 15121-79, в которых указаны материалы основных деталей в зависимости от группы материального исполнения.

Группа материального исполнения – М1. Материал:

кожуха – В Ст3сп5 ГОСТ 14637-79;

распределительной камеры и крышки – В Ст3сп5 ГОСТ 14637-79;

трубы – сталь 10 ГОСТ 8733-87.

 

2.2 Выбор межтрубных перегородок,  трубных решеток, способ размещения и крепления в них теплообменных труб и трубных решеток к кожуху

 

Трубная решетка представляет собой  диск, в котором высверлены отверстия под трубки, и служит вместе с трубками для разделения трубного и межтрубного пространств.

Для надежного крепления трубок в трубной решетке ее толщина  должна быть не менее

     (2.1)

где е = 5 мм– прибавка для стальных трубных решеток;

 d_n=25 мм – наружный диаметр трубок

Толщину трубной решетки выбираем в зависимости от диаметра кожуха аппарата и условного давления в  аппарате [1, табл.2.3]

Размещение отверстий в трубных  решетках, их шаг регламентируется для всех теплообменников ГОСТ 9929-82.

По [1, с. 46] определяем шаг  при размещении труб по вершинам равносторонних треугольников: при d_n=25 мм t=32 мм; отверстия под трубы в трубных решетках и перегородках размещают в соответствии с ГОСТ 15118-79 [4, табл. 2.4].

Размещение отверстий в трубных  решетках выбранного аппарата показано на рисунке 2.1.

Рисунок 2.1 – Размещение отверстий  в трубных решетках

 

Основные размеры для размещения отверстий под трубы 25х2 мм в трубных решетках выбираем по [1, табл. 2.7], диаметр предельной окружности, за которой не располагают отверстия под трубы, - D₀=788 мм, 2R=780 мм.

Число отверстий под трубы в  трубных решетках и перегородкам по рядам:

Диа-метр аппа-рата, Dвн	Число отверстий под трубы в  трубных решетках и перегородках не менее
	по рядам												В решетке
	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
800	23	24	23	24	23	22	19	20	19	18	17	12	465

Отверстия в трубных решетках выполняем  гладкими. По ГОСТ 15118-79 под трубы  с наружным диаметром 25 мм установлен диаметр 25,5 мм.

Крепление в трубной решетке  должно быть прочным, герметичным и  обеспечивать их легкую замену. Применяем  для крепления труб способ развальцовки с последующей отбортовкой (рисунок 2.2).

 

Рисунок 2.2 – Крепление труб в  трубной решетке развальцовкой  с отбортовкой

 

Конец трубы, вставленной с минимальным  зазором в отверстие трубной  решетки, расширяется изнутри раскаткой  роликами специального инструмента, называемого вальцовкой.

В соответствии с ГОСТ 26-291-94 принимаем толщину стенки корпуса S=6 мм.

 

2.3 Выбор конструктивной схемы  поперечных перегородок и расстояния  между ними. Отбойники

 

Применяем внутренние поперечные перегородки  с диаметрально чередующимися в них сегментными средами для поддержания расстояния между трубами (рисунок 2.3).

Диаметр отверстий  для труб в перегородках 28 мм (ГОСТ 15118-79).

Максимальное  расстояние между перегородками  рекомендуется принимать для диаметра труб 25 мм расстояние в 800 мм. Принимаем по [5, табл. 2.3] расстояние между перегородками 500 мм. Количество перегородок равно n = 4000/500-1=7 шт. Минимальная толщина перегородки по [1, табл. 2.10] равна 8 мм.

 

Рисунок 2.3 – Конструктивная схема  поперечных перегородок

 

Взаимное расположение поперечных перегородок фиксируют несколькими  стяжками между ними для придания жесткости и прочности трубному пучку. В промежутке между перегородками  на стяжки надеты распорные трубки. Число стяжек принимаем в зависимости от диаметра аппарата [1, с. 59]:

диаметр стяжек – 16,

число стяжек – 6.

При входе  среды (конденсата) в межтрубное пространство теплообменника часто устанавливают  отбойник, который защищает от местного износа трубы, расположенные против входного штуцера (рисунок 2.4).

 

Рисунок 2.4 – Схема размещения отбойника

 

Отбойник выполняют в виде круглой  пластины. Его размер должен быть не меньше внутреннего диаметра штуцера  D₁, т.е. [2, с. 42]:

  (2.2)

Отбойник не должен создавать излишнее гидравлическое сопротивление, поэтому расстояние от внутренней поверхности корпуса до отбойника должно быть [2, с. 42]:

    (2.3)

Расстояние “b” от отбойника до первой перегородки должно быть не менее 100 мм для беспрепятственного распределения входящего потока среды.

 

2.4 Выбор крышек и днищ аппарата

 

Крышки и днища теплообменных  аппаратов выбираем в зависимости  от диаметра кожуха. Наиболее распространенной формой днищ и крышек является эллиптическая форма с отбортовкой на цилиндр (рисунок 2.5).

 

Рисунок 2.5 – Днище цилиндрическое отбортованное

 

По [6, табл. 16.3] выбираем размеры днища эллиптического отбортованного стального с наружными базовыми размерами (по ГОСТу 6533-68):

Днище 800х6 – 25 ГОСТ 6533-68.

Выбранное днище используем для  изготовления входной и выходной крышек аппарата. Крышку привариваем к обечайке распределительной камеры.

 

2.5 Расчет диаметров штуцеров, выбор фланцев, прокладок и крепежных элементов

 

Присоединение трубопроводов к  теплообменным аппаратам бывает разъемным и неразъемным. Разъемное присоединение труб осуществляется при помощи фланцевых резьбовых штуцеров. При диаметре трубопроводов более 10 мм применяют фланцевые штуцеры.

Диаметр штуцера зависит от расхода  и скорости теплоносителя [2, с. 46]

      (2.4)

где V – объемный расход теплоносителя, м³/с;

       - скорость движения теплоносителя в штуцере, м/с;

       - площадь поперечного сечения штуцера, м².

Скорости движения теплоносителей в штуцерах выбирают по [2, табл. 4], принимая несколько большими, чем в аппарате.

Диаметр штуцера:

     (2.5)

Диаметр штуцеров для входа и  выхода воды рассчитываем по уравнению (2.5), принимая скорость движения воды в штуцерах равной 1,0 м/с.

Тогда:

Принимаем d_ш=400 мм.

Скорость  конденсата в штуцере  , тогда

Принимаем d_к=125 мм.

Диаметр штуцеров для пара рассчитываем по следующему уравнению, принимая скорость движения пара в штуцерах равной из интервала 30-50 м/с.

,     (2.6)

где - средняя скорость движения пара.

Получаем:

.

Принимаем штуцера со стальными  плоскими приваренными фланцами с соединительным выступом по ГОСТ 1255-67 (тип 1 – рисунок 2.6).

 

Рисунок 2.6 – Фланец для штуцеров

 

По [6, табл. 21.6] выбираем по и основные размеры фланцев:

фланец  штуцера для ввода и вывода воды – фланец 400-1 ГОСТ 1255-67:

фланец штуцера для  ввода и вывода пара – фланец 400-1 ГОСТ 1255-67: ;

фланец штуцера для ввода  и вывода конденсата – фланец 125-1 ГОСТ 1255-67:

Для присоединения крышек к корпусу  аппарата используем тип 2 диаметром 800 мм (рисунок 2.7).

Рисунок 2.7 – Фланец для аппарата

 

По [5, табл. 21.9] выбираем основные размеры фланцев для аппарата:

фланец 800-2 ГОСТ 1235-67:

Прокладка – паронит ГОСТ 481-80.

 

2.6 Опоры аппарата