Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ
ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ
ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ
ЛИПЕЦКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра промышленной теплоэнергетики
Курсовая работа
Тепломассобменное оборудование промышленных предприятий
«Расчет теплообменного аппарата».
Выполнил: Канюгин А. А.
группа ТЭ-09-2
Проверил: Крамченков Е.М.
Липецк 2013
Содержание
1. Введение………………………………………………………………………...4
2. исходные данные…………………………………………………………….…5
2. Расчет кожухотрубчатого теплообменника……………………………….….6
3. Расчет пластинчатого теплообменника………………………..…….………18
4. Выводы………………………………………………………...……………....21
5. Список литературы……………………………………………………………23
1. Введение
Кожухотрубчатый теплообменник является наиболее распространенным аппаратом вследствие компактного размещения большой теплопередающей поверхности в единице объема аппарата. Поверхность теплообмена в нем образуется пучком параллельно расположенных трубок концы которых закреплены в двух трубных досках (решетках). Трубки заключены в цилиндрический кожух, приваренный к трубным доскам или соединенный с ними фланцами. К трубным решеткам крепятся на болтах распределительные головки (днища), что позволяет легко снять их и произвести чистку трубок или в случае необходимости заменить новыми. Для подачи и отвода теплообменивающихся сред в аппарате имеются штуцера. В целях предупреждения смешения сред трубки закрепляются в решетках чаще всего развальцовкой, сваркой или реже для предупреждения термических напряжений с помощью сальников.
Преимущества проведения процессов теплообмена по принципу противотока, что обычно и выполняется в кожухотрубчатых теплообменных аппаратах. При этом охлаждаемую среду можно направить сверху вниз, а нагреваемую на встречу ей, или наоборот. Выбор, какую среду направить в межтрубное пространство и какую внутрь трубок, решается сопоставлением ряда условий:
Работу кожухотрубчатых теплообменников можно интенсифицировать, применяя трубы малого диаметра. Необходимо иметь в виду, что при уменьшении диаметра труб увеличивается гидравлическое сопротивление теплообменника.
Наиболее простой путь обеспечения высоких скоростей состоит в устройстве многоходовых теплообменников. Число ходов в трубном пространстве может доходить до 8 - 12. При этом часто не удается сохранить принцип противотока. Наличие смешанного тока буден несколько снижать движущую силу процесса теплопередачи, что соответственно снизит эффективность работы. С помощью перегородок увеличивается скорость движения той среды, у которой меньше значение коэффициента теплоотдачи. Следует иметь в виду, что в длинных, особенно в многоходовых, теплообменниках уменьшается смешение поступающей среды со всем ее количеством, находящемся в аппарате, и этим предупреждается возможное дополнительное уменьшение средней разности температур.
В кожухотрубчатых теплообменниках при большой разности температур между средами возникают значительные термические напряжения, особенно в момент пуска или остановки аппарата, вызванные различным удлинением трубок и кожуха под воздействием различных температур. Во избежание возникновения таких напряжений используются следующие меры:
2. Расчет кожухотрубчатого теплообменника
1) Физико-химические характеристики греющего раствора при
[1]
ρ1=958,4кг/м3; λ=0,677Вт/(м∙К); μ=281,8∙10-6Па∙с;
Определение тепловой нагрузки:
[1]
2) Определим расход холодного раствора:
Где – конечная температура холодного раствора
Из условия задания :
Расход холодного раствора:
Физико-химические характеристики холодного раствора при
ρ2=979,8м3; λ2=0,656Вт/(м∙К); μ2=424,1∙10-6Па∙с;
3) Среднелогарифмическая разность температур в теплообменнике:
4) Ориентировочный выбор теплообменника.
Горячий теплоноситель целесообразно направить в трубное пространство, а холодный – в межтрубное.
Примем ориентировочное значение Re1ор=15000, соответствующее развитому турбулентному режиму течения в трубах. Очевидно, такой режим возможен в теплообменниках, у которых число труб n, приходящееся на один ход по трубам диаметром dн=20х2 мм, равно:
[1]
Для труб диаметром dн=25х2 мм:
Ориентировочное значение коэффициента теплопередачи, соответствующее турбулентному течению теплоносителей, равно Кор=800-1700 Вт/(м2∙К). При этом ориентировочное значение поверхности теплообмена составит:
Подходящий вариант теплообменного аппарата:
1. D кожуха=800 мм, d труб =20х2, поверхность теплообмена = 130м2, длина труб = 3,0м, число ходов z = 2, общее число труб n = 690.
В многоходовых теплообменниках средняя движущая сила несколько меньше, чем в одноходовых, вследствие возникновения смешанного взаимного направления движения теплоносителей.
Поправка для средней разницы температур:
По диаграмме из [1]:
С учетом этих оценок ориентировочная поверхность составит
Вариант 1
Коэффициент теплоотдачи к жидкости, движущейся по трубам турбулентно, равен:
Поправкой здесь можно пренебречь, так как разность температур t1 и tст1 невелика.
Минимальное сечение потока в межтрубном пространстве Sмтр=0,069м2, и
Число Рейнольдса оказалось в пределах 2300>Re>104, что характерно для переходного режима течения жидкости. Коэффициент теплоотдачи к холодному раствору α считается по формуле:
Примем термические сопротивления загрязнений равными rз1= rз2=1/5800 м2К/Вт. Повышенная коррозионная активность жидкости диктует выбор в качестве материала труб нержавеющей стали. Теплопроводность нержавеющей стали αст=17,5 Вт/(м·К). Сумма термических сопротивлений стенки и загрязнений равна:
Коэффициент теплопередачи равен:
Требуемая поверхность составляет:
Из-за переходного режима течения холодного теплоносителя, требуется большая поверхность теплообмена. Поэтому необходимо создать условия для того, чтобы холодный теплоноситель имел турбулентный характер движения, для более интенсивного теплообмена и снижения требуемой площади теплообмена.
Для этого необходимо определить новое значение расхода и значения температур холодного Rе2= Rеор=15000.
Где μ2= – максимальная динамическая вязкость холодной среды, для удовлетвория условий принятого режима теченя в данном случае.
Данная динамическая вязкость характерна для
Найдем :
Найдем :
и .
Физико-химические характеристики холодного раствора при
ρ2=988 м3; λ2=0,643Вт/(м∙К); μ2=547,6∙10-6Па∙с;
Среднелогарифмическая разность температур в теплообменнике:
Поправка для средней разницы температур:
По диаграмме из [2]:
С учетом этих оценок ориентировочная поверхность составит
Пересчитаем Вариант 1:
D кожуха=800 мм, d труб =20х2, поверхность теплообмена = 130м2, длина труб = 3,0м, число ходов z = 2, общее число труб n = 690.
Коэффициент теплоотдачи к жидкости, движущейся по трубам турбулентно, равен:
Поправкой здесь можно пренебречь, так как разность температур t1 и tст1 невелика.
Минимальное сечение потока в межтрубном пространстве Sмтр=0,069м2, и
Примем термические сопротивления загрязнений равными rз1= rз2=1/5800 м2К/Вт. Повышенная коррозионная активность жидкости диктует выбор в качестве материала труб нержавеющей стали. Теплопроводность нержавеющей стали αст=17,5 Вт/(м·К). Сумма термических сопротивлений стенки и загрязнений равна:
Коэффициент теплопередачи равен:
Требуемая поверхность составляет:
Из выбранного ряда подходит теплообменник с длиной труб L=3,0м и номинальной площадью поверхности Fн=130м2
Определим запас площади поверхности:
Масса теплообменника М=3550кг.
Вариант 2
D кожуха=800 мм, d труб =25х2, число ходов z = 2, общее число труб n = 442.
Аналогично рассчитывается вариант теплообменника №2
Получаем:
Re1=17532, α1=2336 Re2=16304, α2=, K=808, F=117,2м2.
Из ряда теплообменников подходит с длиной труб L=4,0м и номинальной площадью поверхности Fн=130м2.
Запас площади поверхности:
Масса теплообменника М=4350кг.
Вариант 3
D кожуха=600 мм, d труб =20х2, число ходов z = 1, общее число труб n = 389.
Аналогично рассчитывается вариант теплообменника №3
Получаем:
Re1=13073, α1=2425 Re2=22270, α2=, K=926, F=91м2.
Из ряда теплообменников подходит с длиной труб L=4,0м и номинальной площадью поверхности Fн=98м2.
Запас площади поверхности:
Масса теплообменника М=2480кг.
Вариант 4
D кожуха=600 мм, d труб =25х2, число ходов z = 1, общее число труб n = 257.
Аналогично рассчитывается вариант теплообменника №4
Получаем:
Re1=15076, α1=2071 Re2=28533, α2=, K=857, F=99м2.
Из ряда теплообменников подходит с длиной труб L=6,0м и номинальной площадью поверхности Fн=121м2.
Запас площади поверхности:
Масса теплообменника М=3450кг.
Сведем основные данные в таблицу 1
Таблица 1. Параметры расчета теплообменников.
|
Вариант |
D, диаметр кожуха, мм |
d, диаметр труб, мм |
n, число труб |
z, число ходов |
L, длина труб, м |
K, коэффициент теплпередачи, Вт/м2·К |
F, площадь поверхности теплообмена, м2 |
Fном, номинальная площадь поверхности теплообмена, м2 |
Запас по поверхности в % |
Масса,кг |
|
1 |
800 |
20х2 |
690 |
2 |
3,0 |
870 |
109 |
130 |
19 |
3550 |
|
2 |
800 |
25х2 |
442 |
2 |
4,0 |
808 |
117 |
130 |
10,9 |
4350 |
|
3 |
600 |
20х2 |
370 |
1 |
4,0 |
926 |
91 |
98 |
7,7 |
2480 |
|
4 |
600 |
25х2 |
257 |
1 |
6,0 |
857 |
99 |
121 |
21 |
3450 |
5) Гидравлический расчет
Вариант 1
Скорость жидкости в трубах:
Коэффициент трения рассчитывается по формуле:
Диаметр штуцеров к распределительной камере d=200мм - трубного пространства, d=250мм - межтрубного пространства [3].
Рассчитаем скорость в штуцерах по формуле:
В трубном пространстве следующие местные сопротивления: вход в камеру и выход из нее, 1 поворот на 180 градусов, 2 входа в трубы и 2 выхода из них.
Рассчитаем гидравлическое сопротивление по формуле:
Число рядов труб, омываемых водой в межтрубном пространстве, m≈15 округлим в меньшую сторону: Число сегментных перегородок х=8, скорость раствора в штуцерах:
Скорость воды в наиболее узком сечении межтрубного пространства площадью Sмтр=0,069м2, равна:
.
В межтрубном пространстве следующие местные сопротивления: вход в камеру и выход жидкости через штуцера, 8 поворотов через сегментные перегородки и 9 сопротивлений трубного пучка при его поперечном обтекании (х+1).
Сопротивление межтрубного пространства равно:
Аналогично делаем гидравлический расчет для остальных вариантов, результаты расчета представлены в таблице 2.
Таблица 2. Данные гидравлического расчета теплообменников.
|
Параметр |
Вариант |
|||
|
1 |
2 |
3 |
4 |
|
|
G1, кг/с |
18 |
18 |
18 |
18 |
|
G2, кг/с |
25,2 |
25,2 |
25,2 |
25,2 |
|
Sтр,м2 |
0,069 |
0,07 |
0,041 |
0,04 |
|
Sмтр, м2 |
0,069 |
0,07 |
0,041 |
0,04 |
|
Re1 |
14740 |
17532 |
13073 |
15076 |
|
Re2 |
13232 |
16304 |
22270 |
28533 |
|
z |
2 |
2 |
1 |
1 |
|
n |
690 |
442 |
389 |
257 |
|
L |
3 |
4 |
4 |
6 |
|
dшт тр, м |
0,25 |
0,25 |
0,15 |
0,1 |
|
dшт мтр, м |
0,25 |
0,25 |
0,2 |
0,2 |
|
m |
15 |
12 |
11 |
9 |
|
x |
6 |
8 |
10 |
18 |
|
wтр, м/с |
0,27 |
0,24 |
0,24 |
0,21 |
|
wшт тр, м/с |
0,38 |
0,38 |
1,06 |
2,39 |
|
λ |
0,02 |
0,02 |
0,019 |
0,02 |
|
wмтр, м/с |
0,37 |
0,33 |
0,32 |
0,28 |
|
wшт мтр, м/с |
0,13 |
0,13 |
0,16 |
0,16 |
|
Ртр, Па |
708 |
616 |
1813 |
8395 |
|
Рмтр, Па |
671 |
651 |
993 |
1333 |
Из расчетов можно сделать вывод, что вариант теплообменника D кожуха=800 мм, d труб =20х2, поверхность теплообмена = 130м2, длина труб = 3,0м, число ходов z = 2, общее число труб n = 690 больше всего подходит, так как он имеет оптимальный запас площади поверхности теплообмена, меньшую массу и потери давления в нем незначительно превышают по сравнению с вариантом, который имеет минимальные потери, но значительно большую массу.
3 Расчет пластинчатого теплообменника
Эффективность пластинчатых и кожухотрубчатых теплообменников близка. Поэтому ориентировочный выбор пластинчатого теплообменника целесообразно сделать, сравнив его с лучшим вариантом кожухотрубчатого.
Из [1] следует, что поверхности, близкие в 63м2, имеют теплообменники с пластинами площадью 0,5м2 Выберем для поверочного расчета 2 варианта:
1. F=140.0 м2, число пластин N=280, тип пластин 0,5;
2. F=140.0 м2, число пластин N=236, тип пластин 0,6;
Уточненный расчет требуемой поверхности.
Вариант 1.
Пусть компоновка пластин самая простая Сх:140/140, т.е. по одному пакету (ходу) для обоих потоков. Скорость раствора в 140 канале с проходным сечением 0,0018м2 равна:
Эквивалентный диаметр каналов dЭ=0,008м,
т.е. режим турбулентный, поэтому по формуле находим:
Скорость воды в 140 канале:
Сумма термических сопротивлений гофрированной стенки из нержавеющей стали толщиной 1,0мм и загрязнений составляет
Коэффициент теплопередачи равен
Требуемая поверхность составляет
Теплообменник номинальной поверхностью FIп=140м2 подходит с запасом
Его масса М1=3345кг.
Вариант 2
Компоновка пластин Сх:140/140, Скорость раствора в 140 канале с проходным сечением 0,00245м2 равна:
Эквивалентный диаметр каналов dЭ=0,0083м,
т.е. режим турбулентный, поэтому по формуле находим:
Скорость воды в 140 канале:
Сумма термических сопротивлений гофрированной стенки из нержавеющей стали толщиной 1,0мм и загрязнений составляет
Коэффициент теплопередачи равен
Требуемая поверхность составляет
Теплообменник номинальной поверхностью FIп=140м2 подходит с запасом
Его масса МIп=2290кг.
Расчет гидравлического сопротивления.
Для каждого теплоносителя гидравлическое сопротивление в пластинчатых теплообменниках определяют по формуле:
где L – приведенная длина каналов, м; х – число пакетов для данного теплоносителя; wшт – скорость в штуцерах на входе и на выходе, м/с; - для турбулентного движения; a2=22,4 для выбранного типа пластин.
Вариант 1.
Результаты расчета гидравлических сопротивлений:
; x1=1; L=1.15м; dш=0,15м;
; x2=1; L=1.15м; dш=0,15м;
Вариант 2.
Результаты расчета гидравлических сопротивлений:
; x1=1; L=1.15м; dш=0,15м;
; x2=1; L=1.15м; dш=0,15м;
Вариант 2 является наиболее подходящим, так как имеет меньшую массу и гидравлические потери
4. Выводы
В данной курсовой работе были подобраны кожухотрубчатый и пластинчатый теплообменные аппараты, произведены тепловые и гидравлические расчеты.
Кожухотрубчатый теплообменный аппарат имеет диаметр кожуха D кожуха=800 мм, d труб =20х2, поверхность теплообмена = 130м2, длина труб = 3,0м, число ходов z = 2, общее число труб n = 690 М=3550 кг. В результате гидравлического расчета кожухотрубчатого теплообменника было определено:
1) потери давления Ртр=708 Па в трубном пространстве;
2) потери давления Рмтр=671 Па в межтрубном пространстве.
Пластинчатый теплообменный аппарат F=140.0 м2, число пластин N=236, тип пластин 0,6 М=2290кг.
В результате гидравлического расчета пластинчатого теплообменника было определено:
1) потери давления Р1= Па;
2) потери давления Р2= Па в межтрубном пространстве.
Пластинчатый теплообменник имеет меньшую массу, но в кожухотрубчатом теплообменнике гидравлическое сопротивление меньше, следовательно, он предпочтительнее.
Список литературы
1. Основные процессы и аппараты химической технологии. Пособие по курсовому проектированию под ред. Дытнерского, М: Химик,
24
24