Проектирование теплообменного аппарата

СОДЕРЖАНИЕ

      Введение

1.Выбор и обоснование  типа  и конструкции аппарата.

1.1.Выбор и обоснование  типа теплообменника.

1.2.Предварительный конструктивный  расчет.

1.3.Выбор и обоснование  материалов.

2.Конструкторский расчет  аппарата.

2.1.Уточненный теплотехнический расчет.

2.2.Механический расчет.

2.3.Гидравлический расчет.

Заключение.

Список используемой литературы.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ВВЕДЕНИЕ

 

 

В процессе подготовки специалистов особое значение занимает курсовое проектирование, которое является завершающим этапом при обучении на специальных дисциплинах, а также тренировкой перед дипломным проектированием и преследует следующие цели:

• закрепление, углубление и систематизация теоретических знаний;
• применение полученных знаний и навыков для самостоятельного решения конкретных инженерных задач;
• развитие навыков работы с технической и справочной литературой;
• ознакомление с действующими ГОСТ,ОСТ и нормалями;
• приобретение навыков обоснования выбора аппаратов;
• развитие навыков оформления технической документации.

Данный курсовой проект заключается в проектировании теплообменного аппарата, включающего в себя расчет типового аппарата ХТС и его графическое  оформление.

Теплообменные аппараты широко используются в промышленности,

Как для нагрева, так  и охлаждения различных технологических сред при протекании промышленных процессов, а также и для бытовых целей, например, обогрев помещений, получение горячей воды и т.д.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1.Выбор и обоснование  типа, и конструкции аппарата.

 

 

В настоящее время наша промышленность очень широко выпускает и использует множество теплообменных аппаратов для различных целей. В данном случае необходимо выполнить задачу по нагреву пресной воды от 25 ⁰С до 90 ⁰С, причем аппарат должен быть непрерывного действия с расходом 1,12 т/ч. Из исходных данных следует, что для решения данной задачи требуется выбрать горячий теплоноситель, который будет непрерывно подавать в аппарат.

 

 

1.1.Выбор и обоснование  типа теплообменника.

 

Выбор теплообменника производится с целью достижения оптимальных условий проведения процесса теплообмена при минимальных, капитальных и эксплуатационных затратах. Это достигается при выборе таких типов аппаратов, которые обеспечивают наибольший коэффициент теплопередачи и надежную работу при минимальных габаритах и массе аппарата, поэтому при выборе теплообменного аппарата исходят из следующих требований [4]:

а) Основополагающим требованием  является соответствие аппарата технологическому процессу, критериями которого являются:

• поддержание необходимой температуры процесса;
• обеспечение возможности регулировки температурного режима;
• соответствие рабочих скоростей теплоносителей для необходимой продолжительности пребывания их в аппаратах;
• применение материала аппарата в соответствии с физико-химическими свойствами теплоносителей;
• соответствие аппарата давлениям рабочих сред;

б) Обеспечение производительности и экономичности работы аппарата, что связано с повышением интенсивности  теплообмена и одновременным  соблюдением гидравлических потерь. Это требование выполняется:

• при скоростях теплоносителей, достаточных для турбулентного режима;
• при благоприятном относительном движении теплоносителей;
• при условии достижения близких термических сопротивлений по обеим сторонам стенки, разделяющей теплоносители;
• при создании оптимальных условий для отвода конденсата;
• при отсутствии загрязнений и удобстве чистки поверхности теплообмена;

в)  Простота конструкции, удобство монтажа и ремонта аппарата. На это влияют такие факторы:

• конфигурация поверхности теплообмена;
• способ размещения и крепления труб в трубной решетке;
• количество перегородок и уплотнений;
• устройство камер, крышек и днищ;

г) Надежность работы и  удобство эксплуатации аппарата:

• компенсация температурных напряжений;
• прочность и плотность разъемных соединений;
• доступ для осмотра и чистки;
• удобство контроля за работой;
• удобство подключения аппарата к технологической линии и др.

д) Стоимость теплообменника при массовом производстве должна быть минимальной. Для осуществления  этого, следует иметь в виду, что  относительная стоимость аппарата уменьшается с увеличением поверхности теплообмена, уменьшения диаметра и увеличения длины теплообменных труб.

Таким образом исходя из этих требований целесообразно выбрать аппарат  такого типа и конструкции, которые  бы стояли на массовом изготовлении и наиболее чаще использовались для нагрева жидких сред в интервале температур от 30 ⁰С до 75 ⁰С.

Так как расход нагреваемой воды не так велик (0,14 т\ч), а значит и поверхность теплопередачи тоже будет мала, то целесообразнее будет применение теплообменных аппаратов двух типов:

• кожухотрубчатые;
• «труба в трубе».

При дальнейшем рассмотрении этих типов аппаратов, а также  основываясь на некоторые рекомендации по выбору типа теплообменника [4], можно  сделать вывод о превосходстве  использования теплообменника типа «труба в трубе», так как такой тип аппарата:

• наиболее чаще применяется в качестве подогревателей и холодильников жидкостей при небольших объемных расходах и малых поверхностях теплообмена;
• имеет меньший диаметр и большую длину аппарата по сравнению с кожухотрубчатым, что снижает его относительную стоимость и способствует более высоким скоростям теплообмена;
• более удобен в поверхности теплообмена и отвода конденсата.

Очевидно, что для выбора горячего теплоносителя целесообразнее использовать горячую воду или насыщенный водяной пар, так как использование других теплоносителей сопряжено со сложной аппаратурой и высокими требованиями техники безопасности.

При более детальном рассмотрении этого вопроса становится явным  то, что использование насыщенного водяного пара намного выгоднее, так как [4]:

• отпадает необходимость использования насоса для перекачивания;
• высокая температура при относительно малом давлении у пара позволяет уменьшить поверхность теплообмена, а следовательно уменьшить размеры аппарата;
• исключить образование осадков на теплопередающей поверхности, так как пар не имеет солевых примесей;
• при конденсации водяного пара при относительно небольшом расходе можно получить больше тепла, чем при остывании воды.

Таким образом в качестве горячего теплоносителя выбран насыщенный водяной пар при температуре t₁=110 ⁰С, обладающий следующими физическими свойствами [3]:

• давление Р₁=1,46 кг с/см ²;
• плотность r₁=0,825 кг/м ³;
• коэффициент теплопроводности l₁=2,59 ^. 10^-2 Вт/м ^. к;
• кинематический коэффициент вязкости ν₁=15,20 ^. 10^-6 м ²/с;
• удельная теплота конденсации  r₁=2234 кДж/кг;
• критерий Pr₁=1,00.

 

Следующим важным моментом является – какой из теплоносителей направить в трубное пространство аппарата, а какой в межтрубное. Обычно стремятся направить теплоносители в теплообменник таким образом, чтобы [4]:

• максимально увеличить наименьший из коэффициентов теплоотдачи, определяющего коэффициент теплопередачи, и тем самым выровнять условия теплоотдачи по обеим сторонам теплообменной поверхности;
• уменьшить расход дорогостоящих материалов на изготовление аппарата;
• облегчить чистку аппарата;
• предупредить или уменьшить выпадение осадков из рабочих сред;
• уменьшить потери тепла;
• уменьшить термические напряжения, вследствие удлинения пучка труб и кожуха;
• облегчить ввод, распределение и вывод теплоносителей из аппарата.

Исходя из этих соображений, целесообразно направить пресную  воду в трубное пространство, а  водяной пар в межтрубное, так  как это:

• облегчает чистку аппарата от отложений из-за облегченного доступа;
• облегчается удаление конденсата.

При выборе схемы относительного движения теплоносителей, так же следует учесть, что схема противотока более  экономична и уменьшает размеры  поверхности теплопередачи, поэтому  это и обуславливает ее для применения в данном аппарате.

 

 

1.2. Предварительный конструктивный  расчет.

 

Основным критерием для выбора теплообменного аппарата является поверхность  теплопередачи, как определяющая геометрическая характеристика аппарата. Она может  быть определена из основного уравнения теплопередачи [4]

                                                                                                                                                         

где F-поверхность теплообмена, м²;

      Q-тепловой поток, Вт;

       Dt_ср-средний температурный напор, К;

       К-  коэффициент теплопередачи, Вт/(м^{2 .} к).

В соответствии тепловой поток рассчитывается по уравнению [3]:

                         Q₂=G₂ ^. C₂ ^. | t_2н – t_2к|   (2)

где  Q₂ – тепловой поток со стороны воды, Вт;

       G₂ – массовый расход воды, кг/с;

       C₂ – удельная теплоемкость воды, Дж/кг ^. к.

                           C₂= 4,18 ^. 10³ Дж/кг ^. к;

       t_2н – температура воды на входе, К;

        t_2к – температура воды на выходе, К.

Отсюда:

                   Q₂ = 0,311 ^. 4,18 ^. 10^{3 .} | 90 – 25 | = 84498,7 (Вт)

С помощью уравнения  теплового баланса [4]:

                                                Q = Q₂ = Q₁   (3)

где  Q – тепловой поток со стороны пара, Вт.

Находится расход пара подаваемого в аппарат [4]:

                                                Q₁ = G₁ ^.  r₁    (4)       

                                                 G₁ =

 где   G₁ – массовый расход пара, кг/с;

          r₁ – удельная теплота конденсации пара,

                   r₁ = 2234 ^. 10³ Дж/кг

Откуда:

                               G₁ = кг/с

Определение значения температурного напора по схеме противотока при  постоянной температуре горячего теплоносителя и изменяющейся температуре холодного теплоносителя производится по формуле [2]:

                                         Dt_ср =     

где   Dt_max,Dt_min – максимальная и минимальная разности температур между начальными и конечными значениями, К.

Они находятся, как [4]:

                              Dt_max = t₂ – t_1н             (6)                             

                              Dt_min = t₂ – t_1к             (7)

где   t₂ – температура пара

                              

Dt_max = 110 – 25 = 85 (С°)

                                        Dt_min = 110 – 90 = 20 (С°)

Отсюда

                                      Dt_ср = С°   

Так как на данной стадии расчёта  определение коэффициента теплопередачи невозможно, поэтому необходимо задаться его ориентировочными значением. Так при теплопередаче от конденсирующегося водяного пара к воде  при свободном движении первого, ориентировочное значение коэффициента теплопередачи следует выбирать из интервала от 800 до 3500  [4]

 

Следовательно принято К_ор=2115 Вт/(м^{2 .} К),

Откуда из формулы (1) получено: 

                                         F_ор = (м²)

Исходя из значений F_ор и выбранного типа теплообменника в соответствии с ГОСТ 9930 – 78 выбираются конкретные размеры аппарата, которые соответствуют:

       d = 48 х 4,0 мм

       D = 108 х 4,0 мм

 

 

 

 

 

 

1.3. Выбор и обоснование материалов.

 

При выборе материалов для аппарата необходимо руководствоваться ГОСТ 26.291 – 71 [1].

В соответствии с этим ОСТ в качестве конструкционного материала для аппарата и всех его металлических деталей ( опоры, штуцера и фланцы ) может быть применена углеродистая сталь группы В (с нормируемыми механическими  свойствами и химическим составом ) – В Ст 3 (ГОСТ 380 – 71 ). Эта сталь обладает такими положительными свойствами [3]:

• химическая стойкость (скорость коррозии П = 0,05 ¸0,1 мм/год );
• технологичность ( хорошая свариваемость );
• достаточная прочность ( s_доп. = 131 МПа при t = 150 ⁰С );
• подходящие физические свойства ( l_ст = 46,5 Вт/м ^. к );
• относительная дешевизна.

 

 

2. Конструкторский расчет  аппарата.

 

Конструкторский расчет состоит из теплотехнического, механического  и гидравлического расчетов.

Цель расчета –  установление правильности выбора типа и размеров аппарата, определение гидравлических потерь и механических характеристик конструкции.

 

 

2.1. Теплотехнический  расчет.

 

Целью теплотехнического  расчета является сопоставление  поверхности теплопередачи, полученной в результате уточненного расчета с рассчитанным ранее ориентировочным значением, что дает ответ о пригодности данного варианта аппарата для данной технологической задачи.

Определение расчетной  поверхности теплопередачи по формуле (1), а коэффициент теплопередачи  рассчитывают с помощью уравнения аддитивности  термических сопротивлений на пути теплового потока [1]:

                                  

где  К_р – расчётный коэффициент теплопередачи, Вт/м^2.к;

        a₁ – коэффициент теплоотдачи воды, Вт/м^2.к;

        a₂ - коэффициент теплоотдачи пара, Вт/м^2.к;

        - толщина теплопередающей стенки, м;

        l_ст – коэффициент теплопроводности материала стенки, l_ст = 46, 5 Вт/м ^. к;

         r₁ – термическое сопротивление слоя загрязнения со стороны воды,       

                     1/r₁ » 5400 Вт/м^2. к;

         r₂ – термическое сопротивление слоя загрязнения со стороны пара,

                      1/r₂ » 5800 Вт/м^{2 .} к

Коэффициенты теплоотдачи  для воды и конденсирующегося  водяного пара на наружной поверхности одиночной горизонтальной трубы соответственно находятся [2]:

                                 a₂ =      (9)

где    l₂ – коэффициент теплопроводности воды,

                                   l₂ = 65,625 ^. 10^-2 Вт/м ^. к;

         Nu₂ – критерий Нусельта;

         d_вн – внутренний диаметр малой трубы, м;

  и      

                             a₂ = 0,72

где     - коэффициент теплопроводности воды при температуре пара ( конденсата ),

                                    = 68,4 ^. 10 ^–2 Вт/ м ^. к;

                        

           - плотность конденсата, = 917 кг/м³;

            r₂ – удельная теплота конденсации пара,

                                    r₂ = 2120 ^. 10³ Дж/кг;

            g – постоянная ускорения свободного падения,

                                    g = 9,8 м²/с;

            - динамический коэффициент вязкости,

                                   = 185 ^. 10^-6 Па ^. с;

             d – наружный диаметр малой трубы, м;

             Dt – средний температурный напор, К.

Отсюда:

Вт/м^{2 .} к

 

Критерий Nu₁ находится исходя из значения критерия Re (т.е. режима движения воды ), который находится, как [3]:

                                        Re =      (11)

где   W₁ – скорость движения воды в трубном пространстве, м/с;

         n₁  - кинематический коэффициент вязкости,

                          n₁ = 0,5872 ^.10^-6 м²/с;

Скорость движения теплоносителей находится из формулы [3]:

                                W₁ =       (12)

где     V₁ – объемный расход воды, м³/с;

           F_тр – площадь поперечного сечения трубного пространства, м².

В свою очередь объемный расход можно найти, как [3]:

                                         V_i       (13)

где      G_i – массовый расход теплоносителя, кг/с;

            r_i – плотность теплоносителя, кг/м³.

Отсюда:

                          V₁=   (м³/с)

                           V₂=      (м³/с)

Площади поперечного  сечения трубного и межтрубного  пространств находятся из формул [4]:

                                            F_тр=      (14)

где      p = 3,14;

            d_вн- внутренний диаметр малой трубы, м.

Отсюда:

                F_тр=       (м²)

                F_мтр=            (15)

где       D_вн – внутренний диаметр большой трубы, м.

                F_мтр=     (м²)

Подставляя найденные  значения в формулу (12) находят скорости движения теплоносителей:

                                               W₁=     (м/с) 

                                 И

                                               W₂=       (м/с)

Применив формулу (11), определяется критерий Re:

                                           Re₁=

Исходя из того, что  значения Re = 43469 > 10000 (турбулентный режим) критерий Nu будет рассчитываться по уравнению [3]:

                           Nu = 0,021 ^. Re ^{0,8 .} Pr ^0,43( Pr/Pr_ст) ^0,25      (16)

где     Pr – критерий Прантля воды, Pr = 3,848;

           Pr_ст – критерий Прантля стенки.

                     (Pr/Pr_ст)^0,25 = 1 при нагреве среды.

Отсюда:

                Nu = 0,021 ^.43469^{0,8 .} 3,848^{0,43 .} 1 = 192,5

Исходя из чего воспользовавшись формулой (9) найдено:

                     a₁=     ( Вт/м^2. с)

Подставляя значения в формулу (8) получено:

 

          

                                             К_Р»1200 Вт/м^{2 .} к

 

Откуда по формуле (1);

                                       

F_P немного отличается от F_ор и К_Р находится в приемлемом интервале значений (300 – 1200 Вт/м^{2 .} к), поэтому можно сделать вывод о том, что предложенный вариант аппарата может быть использован для выполнения заданной технологической задачи.

Определение недостающих размеров:

Общие длины , длины каждого  элемента, количество элементов и  диаметры штуцеров для прохода теплоносителя, является заключительной частью уточненного  расчета. Так общую длину теплообменника можно найти по формуле [ 4 ]:

                                          l =    ,(17)

где   l – общая длина, м;

        F_р – расчетная поверхность теплопередачи, м²;

        d_н - наружный  диаметр внутренней трубы, м.

                                          l =

Исходя из ГОСТ 9930 – 78 длина одного элемента с соответствующими диаметрами может быть принята равной l = 3м, тогда количество элементов в секции находится, как [4]:

                                                             n =

где    n – количество элементов в секции, шт.

                                                             n =

А это означает, что  для выполнения данной задачи применим теплообменный аппарат состоящий  из одной секции, которая в свою очередь состоит из двух элементов длиной по 6м каждый и имеющий такие диаметры:

                  d = 38 х 3,5 мм     и      D = 76 х 4,0 мм

Диаметр штуцера целесообразно  вычислять только для межтрубного  пространства, так как в трубном пространстве в качестве штуцера разумнее будет вывести трубу малого диаметра, т.е. d = 38 х 3,5 мм, это уменьшит гидравлические потери и упростит конструкцию.

Внутренний диаметр  штуцера находится по формуле [2]:

 

                                      

где  d_шт  - внутренний диаметр штуцера, м;

        r₂   - плотность пара, кг/м³;

        W₂ – скорость пара, м/с.

                                

В качестве штуцеров можно  использовать трубу с размером:

                         D=63,5 х 4,0 мм (ГОСТ 8732-78)

 

2.2.Механический расчёт.

Целью механического  расчёта аппарата является проверка на прочность отдельных узлов  и деталей , и сводится к определению  их номинальных размеров, которые  должны обеспечить им необходимую долговечность.

Необходимость данного  расчёта в этом проекте отпадает по таким соображениям, что аппарат  выбранный для выполнения заданной задачи оговорен в ГОСТе  9930-78 из чего следует, что все необходимые  расчёты уже произведены их составителем и сборщик всегда может обратится к нему.

 

2.3.Гидравлический расчёт.

Гидравлический расчёт заключается в определении гидравлических потерь при движении сред через аппарат (величины потерянного напора).

Гидравлические потери определяются из уравнения [4]:

                          

где   Dp – гидравлические потери, Па;

         l - коэффициент трения о стенки;

         Sx - сумма местных потерь Sx = 2,0 (поворот в каланче на 180⁰)

Коэффициент гидравлического  трения для турбулентного режима находится, как [4]:

                                   l = 0,3164/Re^0,25   ,                 (21)

l = 0,3164/43469^0,25 = 0,0219

откуда

                     Dp =

Расчет на потери давления в межтрубном пространстве производить нет необходимости, так как по нему происходит свободное движение пара, а это означает отсутствие насоса и гидравлических потерь.

                                          

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ЗАКЛЮЧЕНИЕ.

 

 

В результате всех типов  расчета получено:

1. Выбран теплообменный аппарат типа "труба в трубе" состоящий из двух элементов по 6м каждый и диаметрами:

           d = 38 х 3,5 мм;   D = 76 х 4,0 мм  ( ГОСТ 9930 – 78 )

2. Результат теплотехнического расчета показал, что данный аппарат полностью подходит для решения данной технологической задачи.
3. Для преодоления гидравлических потерь пресная вода должна быть подана в аппарат под избыточным давлением, достаточным для преодоления гидравлического сопротивления, не ниже чем Dp = 127.1Па.
4. Для решения данной технологической задачи в аппарат необходимо подать насыщенный водяной пар при t = 150 ⁰С и G = 0,017 кг/с.
5. При эксплуатации в соответствии с заданными условиями аппарат может использоваться в течении 20 лет.
6. Для компенсации температурных напряжений необходимо предусмотреть линзовый компенсатор.
7. Для уменьшения температурных потерь через кожух, теплообменник нужно изолировать теплоизоляционным материалом.